/
Текст
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
С. L3AXAPEHKO
С. А. АНИСИМОВ
В. А. ДМИТРЕВСКИЙ
Г. В. КАРПОВ
Б.С.ФОТИН
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
С. Е. ЗАХАРЕНКО, С. А. АНИСИМОВ, В. А. ДМИТРЕВСКИЙ Г. В. КАРПОВ, Б. С. ФОТИН
ПОРШНЕВЫЕ
КОМПРЕССОРЫ
Под редакцией проф. С, Е. ЗАХАРЕНКО
Допущено Министерством высшего и среднего специального образования РСФСР в качестве учебного пособия для высших технических учебных заведений
МАШГИЗ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ МОСКВА 196 1 ЛЕНИНГРАД
Книга написана в соответствии с программой курса «Поршневые-компрессоры» Ленинградского политехнического института им. М. И. Калинина. В ней изложены термодинамические основы сжатия газов,, современная теория, методы расчета и принципы проектирования поршневых компрессоров и обслуживающей их аппаратуры и даны основные сведения, необходимые для эксплуатации компрессорных установок.
Книга предназначена в качестве учебного пособия для технических вузов.
Рецензенты: канд. техн, наук В. А. Румянцев и докт. техн, наук проф. Л. М. Розенфельд
Редактор канд. техн, наук С, П. Лифшиц
ЛЕНИНГРАДСКОЕ ОТДЕЛЕНИЕ МАШГИЗА
Редакция литературы по конструированию и эксплуатации машин Заведующий редакцией инж. Ф, И. Фетисов
ПРЕДИСЛОВИЕ
В основу настоящей книги положен курс лекций, читаемых авторами для студентов энергомашиностроительного факультета Ленинградского политехнического института им. М. И. Калинина.
В книге отдельные вопросы изложены несколько полнее, чем в лекциях для студентов.
В значительной мере использованы результаты научно-исследовательских работ, проводимых лабораторией компрессорных машин ЛПИ, Ленинградского филиала научно-исследовательского института химического машиностроения, опыт конструкторских бюро компрессоростроительных заводов и техническая литература в данной области.
Введение, гл. I, § 1; гл. II, III, IV и VI написаны профессором С. Е. Захаренко.
Гл. V и VII написаны доцентом С. А. Анисимовым.
Гл. VIII, §§ 42—46 написаны доцентом В. А. Дмитревским, а §§ 47—48— доцентом Г. В. Карповым.
Гл. I, §§ 2, 3 и 4, гл. IX, §§ 49, 50, 51 и 52 и гл. X и XI написаны доцентом Б. С. Фотиным; гл. IX, § 53 написан доцентом Г. В. Карповым.
1*
ВВЕДЕНИЕ
Компрессорные машины предназначаются для сжатия и перемещения газов.
Они работают за счет механической энергии, подводимой от двигателя, т. е. являются машинами-орудиями. В связи с этим внедрение их в про-мышленность исторически зависело не только от уровня развития теории этих машин, но и от наличия соответствующих машин-двигателей (паровых машин, турбин и пр.). '
Хотя первый в мире поршневой компрессор был изобретен и построен знаменитым русским механиком И. И. Ползуновым в 1765 г., производству этих компрессоров в Европе началось лишь в середине XIX века, когда паровая машина стала прочно внедряться в промышленность. Производство промышленных центробежных компрессоров в Европе началось с конца XIX века, а осевых — во второй четверти нашего века. ,
В царской России поршневые компрессоры начали строить только с 1900 г., а центробежные и осевые — вообще не строили. После Великой Октябрьской социалистической революции в годы первых пятилеток ком4 прессоростроение в СССР выросло в целую отрасль энергетического машиностроения. В настоящее время насчитываются десятки первоклассных заводов, производящих все необходимые типы компрессорных машин.
Практически нет ни одной отрасли народного хозяйства, где бы не применялись компрессорные машины. •
В химической промышленности весьма широко применяются различные газы при давлениях, измеряемых десятками, сотнями и даже тысячами атмосфер (синтез аммиака, метанола, каучука, искусственного жидкого топлива и т. п.).
Широко применяется сжатый воздух как энергоноситель в различных пневматических устройствах на машиностроительных, судостроительных и других металлообрабатывающих заводах, в горно-добывающей и нефтяной промышленности, при производстве строительных и ремонтных работ и т. д. На многих таких предприятиях 20 -ь 50% всей потребляемой ими энергии тратится для получения сжатого воздуха.
Перемещение и сжатие воздуха и горючих газов необходимо для организации и интенсификации процессов горения. Эти процессы имеют особенно большие масштабы и значение в металлургии, на коксохимических комбинатах, на теплосиловых станциях и т. п.
В газовой промышленности при добыче, транспортировке и использовании природных и искусственных газов также необходимы компрессорные машины.
В установках умеренного и глубокого холода, в двигателях внутреннего сгорания, в газотурбинных установках и реактивных двигателях компрессорные машины являются органической частью, в значительной степени определяющей экономичность агрегатов.
В пищевой промышленности, на железнодорожном транспорте, в авиации, на речных и морских судах, в полиграфической промышленности и т. д.
Введение
значительную роль играют процессы сжатия и перемещения газов с помощью различных компрессорных машин.
Таков далеко не полный перечень отраслей народного хозяйства, в которых применяются компрессорные машины.
В развитии теории компрессорных машин исключительно большое значение имели труды членов Российской академии наук М. В. Ломоносова, Л. Эйлера, Д. Бернулли, Н. Е. Жуковского, С. М. Чаплыгина и других ученых.
В настоящее время ведется большая работа по дальнейшему развитию теории компрессорных машин и совершенствованию их конструкций в ряде институтов, заводов и конструкторских бюро: ЦАРИ, ЦИАМ, ЦКТИ, НИИхим-маш и на специальных кафедрах в учебных институтах. Из конструкторских бюро заводов прежде всего следует отметить НЗЛ, ЛМЗ, «Экономайзер», «Борец», «Компрессор» и Сумский машиностроительный завод им. Фрунзе.
Многообразие областей применения компрессорных машин по давлению, производительности, сжимаемой среде, производственным условиям и т. д. приводит к большому разнообразию типов машин.
Компрессорные машины классифицируют по следующим признакам: по принципу действия, по конструктивному выполнению, по области рабочих давлений.
По принципу действия * все компрессорные машины можно разделить на две группы: поршневые компрессорные машины, лопастные компрессорные машины или турбокомпрессоры.
Согласно кинетической теории, давление газа определяется количеством Ударов молекул в единицу времени, приходящихся на единицу поверхности, и интенсивностью этих ударов.
Количество ударов зависит от концентрации молекул газа в единице объема. Интенсивность ударов определяется скоростью молекул газа. Последняя зависит от температуры.
Следовательно, повышение давления можно осуществить двумя путями: 1) увеличением количества ударов молекул на единицу поверхности — сближением молекул друг с другом, т. е. увеличением количества молекул в единице объема; 2) увеличением скорости движения молекул, повышением температуры газа.
Второй способ не применим в компрессорных машинах ввиду его неэкономичности. Поэтому для сжатия газа используется только способ сближения молекул.
Сближение молекул газа можно осуществить двумя путями: уменьшением объема замкнутого пространства, в котором находится газ, и сближением молекул под действием инерционных сил в потоке газа.
Принцип действия поршневых компрессорных машин заключается в сближении молекул газа путем уменьшения объема замкнутого пространства при движении поршня в цилиндре. Характерным для этих машин является отсутствие непрерывного потока газа в процессе сжатия и периодичность рабочих процессов.
Принцип действия лопастных компрессорных машин заключается в сближении молекул газа при создании ускорений в потоке газа вследствие взаимодействия этого потока с вращающейся решеткой лопаток. Характерным для этих машин 'является наличие непрерывного потока газа в процессе сжатия и непрерывность рабочих процессов.
* Под принципом действия компрессорных машин понимают те физические явления, которые используются в машинах при повышении давления газа, и то, как практически осуществляется передача энергии газу.
Введение
7
По конструктивному выполнению компрессорные машины подразделяются
на следующие типы.
I. Поршневые компрессорные машины.
1. Компрессоры с возвратно-поступательным движением поршней. Они бывают:
1) с шатунно-кривошипным механизмом. В практике их принято назы-
вать «поршневые компрессоры»; настоящая книга
именно этих машин;
2) со свободно-движущимися поршнями (без шатунно-кривошипного механизма); к этим машинам относятся так называемые свободно-поршневые дизель-компрессоры (СПДК) и свободнопоршневые генераторы газа (СПГГ).
2. Компрессоры с вращательным движением поршней, которые принято называть коловратными или ротационными компрессорами.
II. Лопастные компрессорные машины.
1. Центробежные или радиальные компрессоры.
2. Осевые компрессоры.
3. Диагональные компрессоры.
Рассмотрим принципиальные конструктивные схемы поршневых компрессорных машин.
Простейшая схема вертикального одноступенчатого поршневого компрессора простого действия представлена на фиг. 1.
Поверхности цилиндра, крышки и поршня образуют рабочее пространство. Вращение коленчатого вала преобразуется шатунно-кривошипным механизмом в возвратно-поступательное движение поршня. При движении поршня от крайнего верхнего положения вниз давление газа в цилиндре падает. Под влиянием более высокого давления во всасывающем патрубке открывается
посвящена рассмотрению
Фиг. 1. Схема вертикального одноступенчатого компрессора простого (одностороннего) действия:
всасывающий клапан, и газ заполняет увеличивающийся объем цилиндра. Процесс всасывания
продолжается до тех пор, пока поршень не придет в крайнее нижнее положение. В этот момент всасывающий клапан закрывается. При движении поршня вверх объем рабочей полости уменьшается, а давление газа увеличивается. Когда давление
/ — цилиндр; 2 — поршень; 3 — рубашка для охлаждения цилиндра; 4 — шатун; 5 — кри-
вошип коленчатого вала; 6—станина-картер; 7 — всасывающий клапан; 8 — всасывающий патрубок; 9—нагнетательный патрубок; 10 — нагнетательный клапан; 11 — рубашка для охлаждения крышки; 12—крышка цилиндра.
газа в цилиндре несколько превзойдет давление
его в нагнетательном патрубке, нагнетательный клапан открывается, и через него сжатый газ вытесняется в нагнетательный патрубок. Этот процесс
происходит до тех пор, пока поршень не придет в крайнее верхнее положение. Тогда закрывается нагнетательный клапан. Описанный процесс всасывания, сжатия и нагнетания повторяется при каждом обороте вала.
На фиг. 2 представлена схема горизонтального одноступенчатого поршневого компрессора двойного (двустороннего) действия.
Ротационные компрессоры выполняются по различным конструктивным схемам. Простейшая схема одного из наиболее распространенных типов
таких машин — многокамерного пластинчатого компрессора — представлена на фиг. 3.
Цилиндр закрыт двумя торцовыми крышками. Внутренняя поверхность цилиндра, крышек и наружная поверхность ротора, расположенного внутри цилиндра эксцентрично, образуют рабочую полость серповидного сечения.
3
Введение
Во время вращения ротора в направлении, указанном на фиг. 3 стрелкой, пластины под действием центробежной силы прижимаются к внутренней поверхности цилиндра и своими внешними гранями скользят по последней,
Фиг. 2. Схема горизонтального одноступенчатого компрессора двойного действия:
1 — цилиндр; 2 т— поршень; 3 — нагнетательный патрубок; 4 — нагнетательный клапан; 5 — задняя крышка цилиндра; 6 — сальник; 7 — шток; 8 — крейцкопф; 9 — шатун; 10 — кривошип коленчатого вала; 11 — коленчатый вал; 12 — станина; 13 — рубашка для охлаждения задней крышки; 14 — всасывающий патрубок; 15 — всасывающие клапаны; 16 — передняя крышка цилиндра; 17 — рубашка передней крышки; 18 — рубашка для охлаждения цилиндра.
разделяя серповидную полость цилиндра на вращающиеся рабочие камеры. Камеры, расположенные слева от вертикальной плоскости, проходящей
Мертвое пространство
Фиг. 3. Ротационный пластинчатый компрессор:
/ — цилиндр; 2 — ротор; 3 — пластины; 4 — рубашка для охлаждения цилиндра; 5 — нагнетательный патрубок; 6 — обратно-запорный клапан;
7 — всасывающий патрубок.
через ось цилиндра, сообщаются с всасывающим патрубком. При вращении их объем увеличивается и заполняется газом. Так осуществляется процесс всасывания.
Введение
9
При достижении максимального объема камеры, она разобщается с всасывающим патрубком, так как задняя (в направлении вращения) пластина ее проходит кромку А во всасывающем окне цилиндра. При дальнейшем движении этой, теперь изолированной, камеры объем ее уменьшается, а давление газа в ней увеличивается. Происходит процесс сжатия. Это продолжается до тех пор, пока передняя пластина данной камеры не пройдет кромку Б в нагнетательном окне цилиндра. Теперь камера оказывается сообщенной с нагнетательным патрубком — происходит процесс нагнетания. Когда объем рассматриваемой камеры достигает минимальной величины, она оказы-
Фиг. 4. Винтовой компрессор:
1 — корпус; 2 — винтовые роторы; 3 — крышка корпуса: 4 — подшипники; 5 — коробка синхронизирующих шестерен; 6 — синхронизирующие шестерни;
7 — ведущий вал ротора.
вается разобщенной с нагнетательным патрубком. Дальнейшее движение камеры в левую половину цилиндра машины приводит к сообщению ее с всасывающим патрубком, и процесс всасывания, сжатия и нагнетания повторяется.
На фиг. 4 представлена схема другой, более новой, разновидности рассматриваемой группы машин — винтового компрессора. На фиг. 4 представлен разрез машины горизонтальной плоскостью. На фиг. 5 представлена схема поперечного сечения роторов машины.
Первый ротор (на фиг. 5 — левый) является чаще всего трех- или четырехходовым винтом. Винтовые выступы ротора в поперечнэм сечении представляют собой шестерню, зубья которой (специального профиля) состоят только из головок и лежат снаружи начальной окружности. Второй (на фиг. 5 — правый) является чаще всего трех- или шестиходовым винтом, образованным впадинами с очертаниями, соответствующими выступам первого ротора при взаимном их обкатывании. Винтовые выступы второго ротора в поперечном сечении представляют собой шестерню, зубья которой состоят только из ножек, которые лежат внутри начальной окружности.
Роторы находятся в теоретическом зацеплении друг с другом и во время работы имеют разное направление вращения. Винтовые поверхности их и стенок корпуса образуют рабочие камеры машины.
Газ из всасывающего патрубка поступает в рабочие полости, которые сообщаются в данный момент со всасывающим патрубком. При вращении роторов объем камер увеличивается, так как выступы роторов удаляются
10
Введение
из впадин. Происходит процесс всасывания. Когда объем камеры достигает максимума, процесс всасывания заканчивается. К этому моменту камера оказывается изолированной стенками корпуса и крышек от всасывающего и нагнетательного патрубков. Далее начинается заполнение выступами одного ротора впадин другого. Это уменьшает объем камер и повышает давление газа в них. Происходит процесс сжатия. Когда в камерах давление газа повысится до заданной величины, камеры подходят к нагнетательному окну и через него сообщаются с нагнетательным патрубком. При дальнейшем вращении роторов винтовые выступы вытесняют газ в нагнетательный патрубок и происходит процесс нагнетания. Вышеописанные процессы про-
Фиг. 5. Схема поперечного сечения роторов винтового компрессора.
текают в каждой рабочей камере. Винтовые выступы роторов при этом играют роль своеобразных поршней, обеспечивающих сжатие и нагнетание газа.
Кромки всасывающих и нагнетательных окон на противоположных концах корпуса цилиндра машины представляют собой своеобразные золотники, управляющие пуском и выпуском газа. Поэтому давление газа в конце сжатия в рассматриваемых машинах определяется конструкцией машин, т. е. формами и размерами нагнетательных окон.
В СПДК и СПГГ двигатель и компрессор настолько тесно взаимно связаны конструкцией и рабочими процессами, что представляют собой единую сложную машину.
На фиг. 6 представлена схема симметричного одноступенчатого СПДК. Эта машина работает следующим образом. Когда поршни находятся в наибольшем удалении друг от друга, как указано на фиг. 6, продувочные окна открыты. Через выхлопные окна, находящиеся с правого конца цилиндра двигателя, продукты сгорания выходят в выхлопную камеру и из нее в выхлопной патрубок. Через продувочные окна, расположенные с противоположного конца цилиндра двигателя, входит в него свежий воздух из сборника продувочного воздуха. Этот воздух вытесняет из цилиндра двигателя продукты сгорания и, заполняя цилиндр двигателя, создает в нем заряд воздуха, необходимый для горения топлива в следующем рабочем цикле. От предыдущего рабочего цикла компрессора в его цилиндрах остается часть сжатого воздуха. Этот воздух является буфером, предотвращающим удары поршней о крышки цилиндров компрессора, и аккумулятором энергии, необходимой для обратного движения поршней навстречу друг другу. Под действием давления этого воздуха поршни двигаются из крайнего удаленного положения навстречу друг другу.
Введение
11
При этом поршни двигателя перекрывают в его цилиндре продувочные и выхлопные окна и сжимают оставшийся заряд воздуха. Одновременно с этим в цилиндре продувочного насоса происходит сжатие, а затем и нагнетание воздуха в сборник продувочного воздуха. Сжатый воздух цилиндров компрессора, оставшийся в мертвом пространстве, при сближении поршней расширяется и давление его падает.
При снижении давления воздуха в цилиндрах компрессора до давления всасывания начинается процесс всасывания свежего воздуха.
Фиг. 6. Схема симметричного одноступенчатого свободнопоршневого дизель-компрессора:
1 — всасывающий патрубок; 2 — полость цилиндра продувочного насоса; 3 — камера всасывания; 4 — всасывающий клапан продувочного насоса; 5 — продувочные окна в цилиндре двигателя; 6 — форсунка для подачи топлива; 7 — цилиндр двигателя внутреннего сгорания; 8 — выхлопные окна; О — нагнетательный клапан продувочного насоса; 10 — нагнетательный коллектор компрессора; 11 — дифференциальный поршень (двигателя и компрессора); 12 — выхлопная камера двигателя; 13 — нагнетательный патрубок компрессора; 14 — сборник продувочного воздуха; 15 — нагнетательный клапан продувочного насоса; 16 — нагнетательный клапан компрессора; 17 — рабочая полость компрессора;
18 — всасывающий клапан компрессора.
В момент наибольшего сближения поршней воздух в цилиндре двигателя оказывается сжатым до температуры вспышки топлива, которое в это время впрыскивается форсункой в цилиндр двигателя. К этому времени в цилиндре компрессора заканчивается процесс всасывания, а в цилиндре продувочного насоса — процесс нагнетания.
При самовоспламенении и горении распыленного топлива в смеси с воздухом в цилиндре двигателя образуются продукты горения с большим давлением, которые, действуя на поршни двигателя, сообщают им движение в противоположные стороны, раздвигая их. В этот период в цилиндрах продувочного насоса происходит всасывание свежего воздуха, а в цилиндрах компрессора — сжатие и нагнетание воздуха, поступившего в предыдущий период.
Движение поршней в СПДК происходит с переменной скоростью (в начале хода — ускоренное, в конце — замедленное), величина ускорения зависит от соотношения движущих сил и сил сопротивления.
СПДК представляет собой сложный комплекс, состоящий из двух машин: двухтактного двигателя типа дизеля и поршневого компрессора.
Принципиально по такой же схеме как СПДК работает и СПГГ. Но в СПГГ сжатый воздух, получаемый в цилиндрах компрессора, идет не к потребителю, как в СПДК, а в двигатель для осуществления в нем продувки и высокого наддува. Выхлопные же газы двигателя, имеющие высокие давления и температуры, направляются в газовую турбину, где совершают работу.
12
Введение
Весьма распространено деление компрессорных машин по областям рабочих давлений на компрессоры, газодувки, вентиляторы, и вакуум-насосы.
Компрессоры сжимают газы от различных начальных давлений рн (в большинстве случаев от атмосферного) до конечных давлений рк, величина которых определяется не только сопротивлением обслуживаемых ими систем, но и, главным образом, условиями технологических процессов, для которых применяются сжатые газы. Более высокие давления достигаются в дожимающих компрессорах, работающих с повышенным начальным давлением газа.
В компрессорах общая степень повышения давления газа 8 = — = 2,5 Рн
Фиг. 7. Области применения различных типов компрессорных машин.
4- 1000. Компрессоры выполняются в виде лопастных и поршневых компрессорных машин.
Газодувки (в частном случае — воздуходувки) сжимают газы от давлений PHt близких или равных атмосферному, до давлений Рк, величина которых определяется сопротивлением обслуживаемых ими систем, обычно до 2,5—4 ата (8=1,14-4). Они выполняются обычно в виде лопастных и частично ротационных машин.
Вентиляторы предназна-
чены для перемещения газа (в частности — воздуха). Соз-
даваемое ими повышение дав-
ления Др = рк — рн невелико (Др < 1500 мм bqjx. ст., 8=1-4-1,15) и определяется в основном сопротивлением трубопроводов. Вентиляторы могут нагнетать газ в систему или отсасывать его из системы. В последнем
случае вентиляторы иногда называют эксгаустерами, а при отсасывании дымовых газов из топок паровых котлов — дымососами. Вентиляторы выполняются только в виде лопастных машин.
Вакуум-насосы предназначены для создания и поддержания вакуума в системе путем отсасывания из нее газов и сжатия их до атмосферного давления. Величина, вакуума определяется рабочими условиями обслуживаемых объектов и протекающими в них технологическими процессами.
Обычные вакуум-насосы могут создавать в одной ступени вакуум до 98%, чему соответствует остаточное давление рн = 0,02 ата, и имеют 8=14- 50. Двухступенчатые вакуум-насосы создают давление рн в системе, измеряемое долями миллиметров ртутного столба. Выполняются вакуум-насосы (за исключением специальных типов) в виде поршневых или ротационных машин. Весьма распространены вакуум-насосы водокольцевого типа, где функцию поршня выполняет водяное кольцо, образуемое центробежной силой при вращении ротора.
В табл. 1 дана сводка ориентировочных величин параметров различных компрессорных машин, а на фиг. 7 — график примерных областей применения их.
Каждый из рассмотренных типов компрессорных машин можно классифицировать по отдельным частным признакам: числу ступеней, величине производительности, величине создаваемого давления, конструктивному выполнению, составу сжимаемого газа, приводу и пр.
Введение
13
Таблица 1
Ориентировочные величины параметров различных компрессорных машин
Тип Назначение Производительность по всасыванию, м*1мин Общая степень повышения давления Число оборотов вала машины в минуту
Поршневые Вакуум-насосы Компрессоры 0-100 0—500 1— 50' 2,5—1000 60-1500 100—3000
Ротационные Вакуум-насосы Газодувки Компрессоры 0—100 0—500 0—500 1—50 1,1—3 3—12 250-6000 300—15 000 300—15 000
Центробежные Вентиляторы Газодувки Компрессоры 0-6000 0- 5000 100—4000 1—1,15 1,1—4 3—20 300—3000 300-3000 1500—45 000
Осевые 1 Здесь указана Вентиляторы Компрессоры । степень повышения flaej 50—10 000 100—15 000 тения в одной стул 1—1,04 2—20 [ени. 750-10 000 500—20 000
Кратко остановимся на такой классификации для поршневых компрессоров.
1. По числу ступеней ПК подразделяются на одноступенчатые и многоступенчатые. Наибольшее число ступеней, встречающееся в настоящее время, — семь.
2. По производительности, отнесенной к условиям всасывания, ПК можно условно разделить на следующие группы: малые ПК с V = 0,5 ч-ч- 3 м*/мин, средние ПК с V = 3 ч- 50 м*!мин, крупные ПК с V — 50 ч-ч- 500 м*/мин.
3. По величине создаваемого конечного давления ПК условно подразделяются на ПК низкого давления с pK<Z 10 ати, ПК среднего давления с рк = 10 ч- 100 ати, ПК высокого давления с рк = 100 ч- 1000 ати, ПК сверхвысокого давления с рх> 1000 ати,
4. По конструктивному выполнению ПК подразделяются на ПК с цилиндрами простого и двойного действия; горизонтальные, вертикальные и угловые ПК (в зависимости от расположения осей цилиндров); однорядные и многорядные; крейцкопфные и бескрейцкопфные; с дисковым, тронковым или дифференциальным поршнем и т. п.
5. По составу сжимаемого газа ПК можно разделить на воздушные, кислородные, этиленовые, азотноводородные, аммиачные и т. п. Такая классификация имеет смысл с точки зрения учета в конструкциях специфических особенностей того или иного газа: коррозийность, взрывоопасность, вредность действия на организм человека, воздействие на смазку машин и пр. В отдельных частных случаях ПК, предназначенные для сжатия одних газов, могут применяться для сжатия других газов.
6. В зависимости от привода различают ПК с электродвигателями, поршневыми двигателями и гидропередачей.
В некоторых случаях двигатель является органической неотъемлемой Частью машины (СПДК). Характеристика двигателя и особенности соединения ПК с ним отражаются на конструктивном выполнении отдельных узлов, а иногда и всей машины.
ГЛАВА 1
ГАЗЫ И ОСНОВНЫЕ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ЗАВИСИМОСТИ
§ 1. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ГАЗОВ, ИХ ОБОЗНАЧЕНИЕ И ТЕРМИЧЕСКИЕ СВЯЗИ
Физические величины, определяющие в совокупности состояние газа, называются координатами или параметрами состояния. За такие величины принимают удельный вес газа у(к.Г/м3) или удельный объем v (м3/кГ), давление р (кГ/м2) и абсолютную температуру Т (град.).
Параметры идеального газа связаны уравнением состояния
-^pv = RT, (1)
где К^кГм/кГ.град) — газовая постоянная, величина которой определяется 848
по формуле R = (М — молекулярный вес газа);
v = ---удельный объем газа;
у = -у---удельный или объемный вес;
G — вес, кГ\ V — объем, м3.
Умножив обе части уравнения (1) на G, получим
= GRT. (2)
В технике обычно давление измеряют в технических атмосферах (кГ/см2). Условимся обозначать р — давление в кГ/см2.
Небольшие давления часто измеряют высотой столба жидкости Н (м) или h (мм), который давит на единицу поверхности (м2) с силой р, причем р = ун = у 0,001 й. (3)
Чаще всего давление измеряют в метрах водяного столба Нвод.ст. или миллиметрах ртутного столба hpm. ст.
heod. ст. = Ю00Явод. ст. = 1000—у- ; (4)
1вООЫ
Так как увод. ст—1000 кГ/м3, то давление в 1 мм вод. ст. соответствует 1 кГ/м2. Одна техническая атмосфера соответствует 10 м вод. ст. или 735,6 мм рт. ст.
Основные параметры газов, их обозначение и термические связи
15
В промышленности давление газа измеряется приборами, называемыми манометрами. Они измеряют не абсолютное давление рата (атмосферы абсолютные), а превышение его рати (атмосферы избыточные) над давлением окружающей среды ратлг рати иногда называют манометрическим давлением. Очевидно, что
Рата = Рати ”Ь Ратм.' (6)
Температура газа измеряется либо в градусах международной стоградусной шкалы /° С, либо в градусах абсолютной шкалы Т° К. Из физики известно
Т = t + 273. (7)
В практике часто приходится иметь дело со смесями газов. Уравнения (1) и (2) справедливы и для смесей газов. Однако в этом случае необходимо в них подставлять газовую постоянную смеси Величина ее может быть определена из уравнений
Rm = (8)
где и — весовая доля i-ro компонента смеси и его газовая постоянная;
ri и — объемная доля i-ro компонента смеси и его молекулярный вес.
При проведении тепловых расчетов компрессорных машин необходимо знать теплоемкости газов.
Удельная теплоемкость равна
с = [ккал/кГ• град], (10)
где q — количество тепла, подводимое к 1 кГ газа;
dt — изменение температуры под влиянием подведенного тепла dq.
Из термодинамики известно, что
dq = du + Adi, (11)
где du — изменение внутренней энергии;
dl — внешняя работа, совершаемая газом;
А = [ккал/кГм]—тепловой эквивалент механической работы.'
На основании уравнений (10) и (11) получим
du । Adi /« qv
C=d7- + ^F- <12>
Так как dl — pdv зависит от характера процесса, то и теплоемкость газа также зависит от процесса. В расчетах особенно важное значение имеет теплоемкость газа при процессах с постоянным объемом (изохорических) с0 и при постоянном давлении (изобарических) ср. В первом случае газ не совершает внешней работы, т. е. dl = pdv = 0 и подводимое тепло расходуется только на повышение внутренней энергии газа. Следовательно,
cv — или du = cudt. (13)
16
Газы и основные термодинамические зависимости
Во втором случае газ совершает внешнюю работу, так как dl = pdv == = RdT, поэтому
с»->+л4=с-+л/г- <14>
Теплоемкости газов зависят от их температур. Для двухатомных газов, имеющих температуры не выше 1000° С, эта зависимость достаточно точно выражается уравнениями [89 J:
СР = 1л (6>98 + °>000532/), (15)
с0 = -L (4,995 + 0,000532/). (16)
Отношение теплоемкостей — == k называется показателем адиабаты. cv
Согласно кинетической теории газов, величина k определяется уравнением ^=1 + |, (17)
где i — число степеней свободы молекул газа, равное для одноатомных газов 3, для двухатомных — 5, для трехатомных — 6.
Следовательно, по уравнению (17) показатель адиабаты для одноатомных газов будет k = 1,667, для двухатомных k = 1,4, для трехатомных k = = 1,333. Эти величины k хорошо согласуются с данными опытов.
Так как ср и cv зависят от температуры, то и k зависит от нее.
Для двухатомных газов эту зависимость можно приближенно выразить следующим уравнением
k = 1,4 —0,0005/. (18)
Теплоемкость газовой смеси ст, заданной в весовых qt и объемных rz долях, определяется уравнениями: ст =
т~ Мт ' где С( и — теплоемкость и молекулярный вес i-ro компонента Л4ОТ = — условный молекулярный вес смеси.
Ат Показатель адиабаты смеси km может быть вычислен по формуле 1 _ V Г1 km-1 ~ Zdkj-l9 где ki — показатель адиабаты i-ro компонента.
В процессе изменения состояния газа изменяются его параметры,
изменения параметров выражается уравнением процесса, которое для идеальных газов будет
pVn = const, (22)
где р, V — давление и объем данного количества газа;
п — показатель политропы, величина которого характеризует процесс изменения состояния газа.
(19)
(20)
смеси;
(21)
Закон
Основные параметры газов, их обозначение и термические связи
17
Если обозначить параметры газа в начале политропического процесса изменения состояния 1 кГ газа ръ 7\ и в конце рг, v2, Тй, то зависимость между ними может быть выражена:
1
(23)
1
Ъ = (24)
Т. = Ту^у. (25)
Из полученных уравнений следует, что при сжатии газа, т. е. при р2> Pi и показателе политропы 1, удельный вес и температура газа возрастают с увеличением ра, а удельный объем
уменьшается.
Все вышеприведенные уравнения справедливы только для идеальных газов, которые строго подчиняются уравнениям состояния 11], [2]. С точки зрения молекулярно-кинетической теории идеальный газ представляет собой совокупность молекул, совершающих хаотическое движение. Силы взаимного притяжения между молекулами отсутствуют, а объем самих молекул мал в сравнении с объемом, занимаемым газом.
В природе идеальных газов нет, а все реальные газы дают отклоне-
Фиг. 8. Кривые изменения произведения pv идеального и реального газов в зависимости от давления.
ния от уравнения состояния идеаль-
ных газов [1] и [2]. Это отклонение увеличивается с увеличением давления и снижением температуры. Однако большинство газов (азот, водород, кислород, воздух и др.) при давлениях не выше 100 ат и положи-
тельных температурах дают незначительные отклонения от уравнения состояния, и для технических расчетов можно этим уравнением пользоваться.
В области высоких давлений отклонения реальных газов от уравнений (1), (2) настолько значительны, что пренебречь ими нельзя.
На фиг. 8 приведены экспериментальные кривые изменения pv в зависимости от р для водорода, азота при температуре 17 и 100°. Здесь же даны графики pv — f (р) для идеального газа.
По кривым фиг. 8 видно, что для водорода pv возрастает линейно с увеличением давления, начиная уже от атмосферного. Водород сжимается меньше, чем идеальный газ. Для азота сначала pv уменьшается в сравнении с идеальным газом, затем возрастает аналогично водороду, хотя и с другой интенсивностью. Для этих газов отклонение от законов идеального газа
увеличивается с увеличением температуры и давления; о величине этих отклонений при высоких давлениях можно судить по данным табл. 2.
Аналогичные отклонения наблюдаются в области высоких давлений и у других газов. Они объясняются влиянием сил межмолекулярного притяжения, способствующих уменьшению объема, и наличием несжимаемого объема самих молекул (коволюма), препятствующего уменьшению объема
2 Захаренко и др. 314
18
Газы и основные термодинамические зависимости
Таблица 2
Количество (м3) газа при атмосферном давлении, необходимое для получения 1 м3 газа после сжатия его в изотермическом процессе до давления р2
рг, апга 1 75 100 500 1000
Для водорода (HJ 1 75 100 395 526
Для азота (NJ 1 75 98 380 520
Для идеального газа 1 75 100 500 1000
газа. Обе эти противоположные тенденции отражены в уравнении состояния% предложенном Ван-дер-Вальсом
[р+-£-)(ц-&)=ЯТ, (26)
а
где-2-—величина, учитывающая влияние межмолекулярного притяжения; b — несжимаемая часть объема газа, занятого молекулами.
В области высоких давлений газов при температурах выше температуры конденсации, т. е. при условиях, которые обычно имеют место в ступенях а высокого давления, величина мала в сравнении с р и ею можно пренебречь. Тогда уравнение (26) будет иметь вид
р (v - b) = RT. (27)
Это уравнение называется уравнением Дюпре — Гирина.
Из уравнения (27) следует
pv = RT + bp. (28)
Эта зависимость при t = const графически представлена на фиг. 9 и выра
жает собой линейный закон изменения pv. Величина Ь численно равна тангенсу угла наклона линии pv = f (р), a RT — начальной ординате. Из изложенного следует, что при р^> 100 апга необходимо вводить поправки, учитывающие отклонения в сжимаемости реального газа от идеального. Эти отклонения в расчетах компрессорных машин можно учитывать следующими характеристическими коэффициентами
Фиг. 9. Зависимость произведения pv отр по уравнению Дюпре — Гирина.
pv
PqVo ’
(29)
где pv — потенциальная энергия газа при давлении р и температуре Т;
povo — то же при р0 = 10* кГ/м2 и Т = 273° К.
Величина Q зависит от давления, температуры и природы газа. Она определяется экспериментально. В общем виде величину Q можно выразить следующим эмпирическим уравнением
р = С1 + С2р + C3t, (30)
Основные параметры газов, их обозначение и термические связи
19
где р — абсолютное давление, ата\
Съ С2 и С3 — коэффициенты, зависящие от природы газа и области давлений и температур.
В табл. 3 приведены экспериментально найденные величины коэффициентов Съ С2 и С3 для наиболее часто встречающихся в технике газов.
Таблица 3
Коэффициенты для вычисления величины Q по уравнению (30) для различных газов
Газы Коэффициенты Области давлений и температур, в которых получены данные коэффициенты
с,. 103С2 Ю3С3 Р, кг/см2 t, °C
Воздух 0,767 1,207 0,432 200—1000 15—200
» 0,788 1,193 0,428 1000—3000 0—50
N2 0,801 1,244 0,433 100—1000 20—200
» 1,047 1,110 0,450 1000—6000 0—200
Н2 0,990 0,721 0,376 100—1000 0—200
со 0,757 1,298 0,434 200—1000 0—200
Не 1,019 0,362 0,358 200—1000 0—200
Смесь N2 + Н2 * 0,973 0,818 0,381 100—1000 25—300
» 0,969 0,862 0,374 200—1000 300—500
» 1,22 0,780 0 1000—6000 65—66
* 75°/о На и 25°/0 N [2 (по объему)
Уравнение (30) выражает зависимость q от р и /, которая может быть принята при давлении р рпр^\№ кГ/см\ а для некоторых газов и при более высоком давлении. Здесь рпр — давление газа, выше которого необходимо учитывать отклонение от уравнений идеального газа.
Для давлений р < рпр значение q может быть определено по уравнению
= ру = т т
Роио То 273
(31)
Если представить графически зависимость р от р при различных температурах, то для данного газа получим ряд эквидистантных наклонных линий (приложение I).
На основании уравнения Дюпре — Гирина реальный газ, занимающий объем v, можно себе представить как смесь идеального газа объемом v — b и несжимаемой жидкости, заполняющей объем Ь. Для объема идеального газа будет справедливо уравнение процесса
р (v — b)n = const или
Pi(v1 — b)n = p2(v2 — b)n = p(v — b)n. (32)
Эти уравнения являются уравнениями процесса реального газа.
Выведем расчетные формулы, связывающие изменения параметров реального газа при политропическом процессе. Пусть газ при низком давлении pt и температуре Т\ имеет удельный объем При высоком давлении р2 2*
20
Газы и основные термодинамические зависимости
температура газа и удельный объем будут Тг и v2. Величина Q зависит от р. Параметры газа при рпр и Т = будут:
Характеристические коэффициенты [см. уравнение (29)] для рассматриваемых состояний будут:
еир = ^г-₽> (зз)
_ p2fa Ро«о ’ (34)
Из уравнений (33) и (34) следует, что
Qnp __ РпрУпр Qa Рги2 ’ (35)
откуда Г| PnpVnpQ* I/O ' « Р&пр (36)
Р&пр ___ PzQnp /074
Величина р2 определяется при давлении р2 и температуре Т—при
Рпр и 71.
Если опытных данных для определения величины Q„p нет, то ее можно вычислить как для идеального газа по уравнению (31).
Определим температуру сжимаемого реального газа при политропическом процессе.
Напишем уравнения состояния для начала и конца процесса:
Pi (Ох — b) = RTU
Ръ (^2 — b) = RT2.
Разделив уравнения состояния друг на друга, получим:
Т 2 Р2 t>2 — ^2 — Pi Vi — Ь Vi — Ь '
На основании уравнения политропического процесса
p2(v2—6)n = Pi (fl — by найдем
— — i
_ / P2 \ n _ „ - т « I I *“““ <5 •
fl — b \ Pl)
Из уравнений (40) и (41) определим величину Т2
(38)
(39)
(40)
(41)
(42)
Изменение температуры газа при политропическом процессе будет одинаковым для идеального и реального газов.
Влажность газа
21
Учет реальности газа, т. е. отклонения его от законов идеального газа можно производить не только с помощью уравнения Дюпре — Гирина. В литературе можно встретить более 100 уравнений, учитывающих реальность газа, в том числе уравнения Френкеля, Розена, Вукаловича и др. Однако при проектировании компрессорных машин чаще всего используют наиболее удобное уравнение Дюпре — Гирина.
§ 2. ВЛАЖНОСТЬ ГАЗА
Атмосферный воздух и другие газы, сжимаемые в компрессорах, содержат пары воды в том или ином количестве. Физические свойства влажного газа несколько отличаются от свойств сухого газа. В ряде случаев это необходимо учитывать при расчете компрессорных машин. Весовое количество водяного пара у', содержащееся в 1 м3 газа, называется абсолютной влажностью. Величина у' может изменяться от максимальной для данной температуры величины у5до нуля. Величина у5есть вес 1 м3 сухого насыщенного пара воды при данной температуре. Отношение — = ф называется отно-
Ys
сительной влажностью. При ф < 1 газ прозрачен, при 1 он теряет прозрачность, так как водяной пар частично конденсируется, образуя туман
Содержание водяного пара в газе характеризуется иногда величиной влагосодержания х, представляющей собой отношение веса водяного пара к весу сухого газа, содержащегося в 1 ле3,
Х = (43)
Ус. г
где у(,г, —вес единицы объема сухого газа;
Можно принять, что влажные газы подчиняются закону Дальтона для смесей газов, т. е.
Р = Рс- г + Р',
где р—давление влажного газа;
рс. г — парциальное давление сухого газа;
р'— парциальное давление водяного пара.
Парциальное давление водяного пара можно определить с помощью психрометра Августа. В этом приборе производится два измерения температуры газа: термометром с сухим шариком, показывающим температуру /°, и термометром с шариком, обернутым влажной материей, показывающим температуру 1°вл. Величина р' вычисляется по уравнению
P' = Ps — — (44)
где р8 [мм рт. ст. ] — давление насыщенного водяного пара при температуре teA\
р [мм рт. ст. ] — давление паро-газовой смеси;
с — постоянная психрометра, равная 0,5 при влажной обертке термометра и 0,445 при замерзшей обертке.
Зная р' и температуру /, нетрудно определить абсолютную и относительную влажность газа. Известно, что ф — -у- — . Величины ps и ys
могут быть взяты из таблиц насыщенного водяного пара по известной температуре газа t. Величина у' определяется из уравнения
У' = a|?Ys = Ys. (45)
22
Газы и основные термодинамические зависимости
Если в уравнении (43) заменить удельные веса уСя г и у' их выражениями из уравнения состояния, то после несложных преобразований можно получить:
где г и п — газовые постоянные сухого газа и водяного пара.
Для воздуха уравнение (46) примет вид
х = 0,622 . (47)
P-'PPs v ’
Удельный вес влажного газа будет отличаться от удельного веса сухого газа. Вычисление удельного веса влажного газа проследим на примере 1.
Пример 1. Вычислить удельный вес влажного воздуха при барометрическом давлении р = 745 мм рт. ст., температуре t = 16° С и относительной влажности гр = 0,85.
Давление ps и удельный вес ys насыщенного водяного пара находим из таблицы сухого насыщенного пара при температуре / = 16° С:
ps = 13,64 мм рт. ст. = 186 кПм\
ys = 0,01366 кГ/м3.
Парциальное давление водяного пара р' и его абсолютная влажность будут:
р' = typs = 0,85*13,64 = 11,6 мм рт. ст.,
у' = ^Ys = 0,85.0,01366 = 0,0116 кГ/м3.
Парциальное давление сухого воздуха рг. в будет
рс в = р — р' = 745 — 11,6 = 733,4 мм рт. ст. = 9980 кПм\
Удельный вес сухого воздуха при его парциальном давлении находим из уравнения состояния
„ Рс. в _ _9980_ _ 1 i7c кГ1м3
Уе-в~ рт — 29,27-298 — 1,1 b Kl !М ’
R сухого воздуха равна 29,27 кГм/кГ-град.
Удельный вес влажного воздуха будет
Y = Yr e + Y' = 1,175 + 0,0116= 1,1866% 1,19 кПм3.
Газы, сжимаемые компрессорными машинами, в дальнейшем нередко участвуют в химических процессах. В проектном задании для расчета таких компрессоров (на основании расчета химических процессов) производительность задается в весовых единицах сухого газа, тогда как засасывается влажный газ. Для определения размеров цилиндров компрессора необходимо знать объем всасываемого влажного газа. Учет влияния влажности в этом случае проследим на примере 2.
Пример 2. Производительность поршневого компрессора Gr. г составляет 10 кГ/мин, сухого воздуха. Определить производительность компрессора по объему влажного газа при условиях всасывания Ух. Параметры всасываемого воздуха следующие:
Pi = 730 мм рт. ст., = 30° С и гр = 0,95.
Влажность газа
23
Объемная производительность компрессора по всасыванию может быть определена из уравнения
Ус. г
где г — удельный вес сухого воздуха при t = tt и р = рс, в. Из таблиц сухого насыщенного водяного пара находим ps по заданной температуре tx
psl = 31,8 мм рт. ст.
Парциальное давление паров будет
р' = = 0,95-31,8 = 30,2 мм рт. ст.
Парциальное давление сухого воздуха будет
рс г = р — р' = 730 — 30,2 = 699,8 мм рт. ст. = 9530 кПмг.
Удельный вес уг. г найдем из уравнения состояния
,, __ Рс. г __ 9530 __ . р з
г “ Rc. гТ 29,27-303 — 1,07 К1 /М ‘
Производительность компрессора по всасыванию при влажном воздухе
V,. = = 9,35 м?1мин.
Ус. г
Если определить производительность компрессора без учета влажности воздуха, то при = 30° С, рг = 730 мм, удельный вес воздуха и объемная производительность будут:
v 730 -13,6 ..<2 ь о
Y1 29,3-303 1,12 Ki Iм >
= 8,94 мЧмин.
Производительность компрессора при этом окажется недостаточной, так как всасываемый объем газа без учета влажности воздуха получается на 4% меньше необходимого.
Изменение параметров влажного газа при сжатии его в компрессоре вызывает также изменение относительной влажности. Повышение температуры паров газовой смеси при р = const уменьшает величину яр, так как с увеличением t быстро возрастает ys. Увеличение давления р паро-газовой смеси при t = const увеличивает яр, так как у' возрастает пропорционально р, a ys остается постоянной.
Сжатие газа в цилиндре поршневого компрессора вызывает одновременное увеличение давления и температуры газа. Однако при этом яр уменьшается, так как влияние температуры сказывается более сильно. Последующее охлаждение газов в холодильнике увеличивает яр и нередко сопровождается конденсацией водяных паров, так как яр становится больше единицы. Проследим изменение влажности воздуха при сжатии его в компрессоре и охлаждении в холодильнике на примере 3.
Пример 3. Воздух, параметры которого pt = 1 ama, tr = 30° и яр = 0,9, сжимается адиабатически до давления р = 4 ата. Определить относительную влажность воздуха в конце процесса сжатия газа в цилиндре и по выходе из холодильника, где температура его снизится до 35°. Газодинамическими сопротивлениями холодильника пренебрегаем.
24
Газы и основные термодинамические зависимости
Из таблиц сухого насыщенного водяного пара находим, что при — 30 давление ps = 0,0432 кГ/см3 и ysl = 0,0304 кГ!м3. Парциальное давление водяных паров в воздухе будет
р' = "ФРа ~ 0>9 -0,432 = 0,039 кПсм3.
Абсолютная влажность воздуха
у' = ^Ysi = 0,9 -0,0304 = 0,0274 кПм3.
Определим показатель адиабаты влажного воздуха km [см. уравнение (21)].
1 __ ГС. в I гв. п
km 1 в — 1 kg. n “ 1 *
где гв. „и ke. п— объемный процент водяного пара в смеси и его показатель адиабаты;
гс. в и kc. в — то же для сухого воздуха;
*,.„ = 1,3; *,., = 1,4;
/•,„= — = 0,039; г, , = 100—0,039 = 0,961.
Из уравнения (21) получим km = 1,395.
Пренебрегая подогревом воздуха при всасывании, температура в конце сжатия на основании (25) будет
1,395—1
/ п \~КГ / 4 \”П395“
Т2=т.(-^-) =303(4-1 = 448,5°К= 175,5 °C.
\ Pl / \ 1 /
При сжатии влажного воздуха сжимаются и водяные пары, парциальное давление которых в конце сжатия будет:
₽2 = Р\ (77) = °’039 4" = °’156 кГ/см*-
Давление сухого насыщенного пара при t2 = 175,5° находим из таблиц рл = 9,223 кПсм3 ys2 = 4,671 кПм3. Относительная влажность в конце сжатия будет
Таким образом, при адиабатическом сжатии относительная влажность воздуха снизилась от ipj = 0,9 до 1|)2 = 0,0169.
Абсолютную влажность в конце сжатия найдем из уравнения
Y2 = Мй = 4>671 -0,0169 = 0,079 кПм3.
По условиям задачи сжатый воздух охлаждается в холодильнике до температуры = 35°. При этой температуре
YS3 = 0,0396 кПм3-, ps3 = 0,05733 кГ/см3.
Если в холодильнике не будет конденсации водяных паров, то абсолютная влажность воздуха при выходе из холодильника будет
Y> % = 0.079 = 0,115 кГ/л8.
Приращение энергии газа в компрессоре
25
В этом случае относительная влажность была бы
^3 =
Уз 0.115 9П
y3S 0,0396— ’
Так как величина грз получилась больше 1, в холодильнике происходит конденсация водяных паров.
Количество пара q, сконденсировавшееся в холодильнике из каждого кубического метра всасываемого газа, будет равно
q = Y3S Oh — 1)
Т'з (Р[ ~ Р|)
Л (₽2 — ₽з)
0,0306 (2,9— 1) • 308 (1 —0,039) Зи5 (4—0,0573)
= 0,0185 кГ/м3.
§ 3. ПРИРАЩЕНИЕ ЭНЕРГИИ ГАЗА В КОМПРЕССОРЕ
На фиг. 10 изображена схема движения газа по тракту, включающему в себя компрессор любого типа.
Компрессор всасывает газ из полости низкого давления р19 сжимает его и нагнетает в полость высокого давления р2-
Pi it
Фиг. 10. Схема движения газа по тракту, включающему в себя компрессор..
Рг
Определим энергию, которую необходимо подвести в 1 кг газа в компрессоре для сжатия и перемещения его из области давления рх в область высокого давления р2- Воспользуемся уравнением энергии одномерного движения, отнесенного к 1 кг газа.
*+-<**+?"* да
где с — скорость движения газа;
О — время;
s — путь газа по его траектории;
z — положение центра тяжести элемента газа относительно плоскости сравнения;
р—давление газа;
— удельные затраты энергии на преодоление трений и местных сопротивлений.
Произведем интегрирование уравнения (48), учтя, что ds = cd®,
Y ds as y Y M ’
Рассмотрим каждое из слагаемых уравнений (48)
С cdc ЛА
01
26
Газы и основные термодинамические зависимости
Эта величина представляет собой приращение кинетической энергии газа при движении его от сечения 1—1 до сечения 2—2. В поршневых компрессорах скорости с2 и сг относительно малы и близки по своему значению, поэтому приращение кинетической энергии невелико и им можно пренебречь.
Второе слагаемое
= Z2*~Z1
выражает изменение энергии положения газа. Так как удельный вес газа и разность вертикальных отметок входного и выходного патрубков в компрессоре невелики по сравнению с другими членами уравнения, то и приращением энергии положения можно пренебречь.
Третье слагаемое
Р2
Г dp
J Y
Pi
определяет приращение потенциальной энергии. Это слагаемое выражает основную работу, затрачиваемую на сжатие и перемещение газа в компрессоре. Вычисление этого интеграла будет произведено ниже.
Величина
s2 (*dhw i i ^—ds = hw Si
представляет собой удельные затраты энергии на преодоление трений и местных сопротивлений. Величина этих затрат определяет газодинамическое совершенство проточной части компрессора. Затраты на преодоление трений будут подробно рассмотрены при анализе работы действительных компрессоров.
Интеграл
Ьг
( —
] у ди
01
выражает влияние локальных колебаний давления газа на работу сжатия и перемещения. В лопастных компрессорах этот член принимается равным др п нулю, так как движение газа в них принято установившимся и = 0.
Обычно в поршневых и ротационных компрессорах колебание давлений есть, но влияние его невелико. При практических расчетах им пренебрегают. Однако, как показали работы Ленфилиала НИИхиммаш, при резонансных акустических колебаниях газа в коммуникациях компрессора работа компрессора может увеличиваться до 20—30%. В этих случаях пренебрегать влиянием колебания давления газа нельзя. Такие режимы при эксплуатации компрессоров крайне нежелательны.
На основании вышеизложенного можно определить полезную работу сжатия и перемещения газа в компрессоре по уравнению
Р2
1 = f = Г vdp' <49)
р,
Однако vdp — d (pv) — pdv, (50)
Приращение энергии газа в компрессоре
27
следовательно,
Pi
I = J vdp = p2v2 — p^v-L — J pdv, Pl Vl
где и v2 — удельные объемы газа, соответствующие рх и р2.
Для наглядности изобразим процесс сжатия и нагнетания в координатах р — v (фиг. 11). Площадь диаграммы в этих координатах имеет размер-„ [кГмI
ность удельной работы •
Первый член правой части уравнения (51) p2v2 выражает собой работу, газа, сжатого в компрессоре до давления р2,
(51)
затрачиваемую на вытеснение в полость, где давление газа такое же. Эта работа нагнетания изображается на диаграмме площадью Fe_2_3_a.
Второе слагаемоеprvr изображается в диаграмме площадью прямоугольника Fa_f_1_0 и представляет собой работу объема газа vr из полости всасывания в цилиндр компрессора. Так как эта работа совершается не за счет двигателя компрессора, а производится за счет энергии всасываемого газа, то она в уравнении (51) имеет знак минус.
Третий член правой части и изображается на диаграмме площадью Fc-t-2-e. тия и перемещения газа I изобразится в соответствующем масштабе щадью диаграммы, ограниченной линиями 0—1—2—3—0.
Pi
Z = j vdp = Fq^1-2-3-o* pi
Определим работу I в случае политропического процесса, являющегося наиболее общим. Выразим величину и как функцию р из уравнения процесса
перемещения
Фиг. 11. Изображение работы в координатах
уравнения_ обозначает работу сжатия Суммарная работа
pvn = const = = р2^2,
где п — показатель политропы сжатия газа. Из этого уравнения получим
p — v.
газа сжа-пло-
V = pS vrp п •
Подставив полученное значение v в уравнение (50) и произведя интегрирование, получим
1 п
1 =
п
— 1
/ \
п ~~гГ 1
(52)
Полученное уравнение позволяет вычислить работу сжатия и перемещения 1 кг газа при политропическом процессе.
28
Газы и основные термодинамические зависимости
Работа сжатия 1 кг газа при политропическом процессе, согласно фиг. 11, будет
Г П—1
— Jp^ = 7rzrrPi»ile " — I]’ (53)
U1
Величина показателя политропы зависит от интенсивности теплообмена газа с окружающей средой в процессе сжатия. Отметим следующие частные случаи политропических процессов.
1. Процесс сжатия газа при постоянной температуре. Изотермический процесс. Показатель политропы п = 1, уравнение процесса pv = const. Работа сжатия и перемещения газа в этом процессе определяется уравнением
/ п~1 \
1из = lim—^гр^де " — 1/= Pi»1lne. (54)
п->1 п 1
Работа, затрачиваемая только на сжатие газа, при изотермическом процессе равна работе сжатия и перемещения газа, так как pxvx = p2v2.
2. Политропический процесс с частичным отводом тепла. Для такого процесса величина п будет находиться в интервале
1 < п < k.
Работа сжатия и нагнетания определяется уравнениями (52) и (53).
3. Процесс сжатия газа при отсутствии подвода и отвода тепла — адиабатический процесс. В этом случае показатель политропы процесса п = k. Заменив в уравнениях (52) и (53) п на k, получим:
[k—\ п
в k — 1J ’ (55)
<56>
4. Политропический процесс с подводом тепла n> k. Величины I и 1СЖ вычисляются соответственно с помощью уравнений (52) и (53).
Определим работу компрессора, сжимающего реальный газ в области высоких давлений при политропическом процессе. Выразим переменный объем газа v через параметры газа в начале процесса сжатия Pi и vx. Из уравнения процесса реального газа (32) получим
। / о v==(-7-) ^~b) + b- (57)
После подстановки значения v из уравнения (57) в уравнение (50) и интегрирования получим
U = Pi(vi - Ь) (в“ - 1) + Ь (р2 - Р1). (58)
Полную работу, затрачиваемую на сжатие и перемещение реального газа, можно рассматривать как сумму работы сжатия и перемещения идеального газа в объеме межмолекулярного пространства (уг—6), которая выражается первым слагаемым правой части уравнения (58), и работы перемещения несжимаемого объема b из области с давлением в область давле
Приращение энергии газа в компрессоре
29
ния р2. Последняя работа выражается вторым слагаемым уравнения (58). На фиг. 12 изображены обе эти работы.
В уравнении (58) выразим множитель рг (ах — Ь) первого слагаемого и второе слагаемое b (р2 — Pi) через характеристический коэффициент Q. Напишем уравнения состояний газа при 7\ и рх; То и pQ
Р1 («1 — b) = RT1, р0 (v0 — b) = RT0.
Поделив одно уравнение на другое и подставив То = 273, получим
Pi (»i — Ъ) = Ро (»о — *) Й" • (59)
При р0 = 1 кПсм2 и t0 = 0 объем несжимаемой части b в сравнении с полным объемом р0 есть малая величина высшего порядка и ею можно пренебречь, т. е.
Ро (»о — Ь) povo.
О' P1V1 PlVl
Так как Qi = — a, то p0Oo=ri-1
* Wo 61
После преобразований уравнение (59) примет вид
(6°)
Рассмотрим два состояния газа при одной и той же температуре tx и различных давлениях рх и р2. Объемы их соответственно будут и и2.
Фиг. 12. Диаграмма теоретического процесса ступени компрессора, сжимающего реальный ’ газ.
Pi (yi Ъ) — RTх; р2 — — b) — RTх,
откуда
Pl (Pl — b) = р2 (v2 — b) или
(Р2 — Pi) ь = p2v2 — Р1Р1. (61)
Умножим и разделим правую часть уравнения (61) на povo. После пре-образований получим
b (р2 — Pi) = (ба — Q1),
(62)
где
п -Р^2 „ . _/Wi
Подставляя полученные выражения для рх (ух — 6) и Ь (р2 — рх) из уравнений (60) и (62) в уравнение (58), получим (п—\ \
8 1/ + ба 61] •
Для определения работы при адиабатическом процессе в уравнении (63) надо вместо п подставить величину показателя адиабаты k, тогда
, k—। Г. k ( — В
(63)
1 _
ад Qi [273 А—1
— 1 ) + Qa ~ 61 •
30
Газы и основные термодинамические зависимости
При изотермическом процессе
р (у — Ь) = р! (у,. — Ь), (64)
откуда
» = (vi — *) + ь.
Подставляя это выражение v в уравнение (50), после интегрирования получим
1из = Р1 (^1 — 6) 1П 8 + & (р2 — Pi).
Подставляя в это уравнение выражения рг — b) и b (р2 — Pi) из уравнений (60) и (62), после преобразований получим
1из = |рз1п 8 + Q2 — Qi ] • (65)
При средних и низких давлениях (р < 100 ат) можно пользоваться уравнениями (52), (54) и (55), выведенными для идеального газа.
При давлениях выше рпр = 100 ат объем, занимаемый сжатым реальным газом, окажется большим, чем следует по законам идеального газа, работа сжатия и перемещения газа окажется большей, чем у идеального газа. Это отклонение будет возрастать с увеличением давления. Следовательно, в области давлений выше рпр вычисление работы необходимо производить по уравнениям (63), (64) и (65).
§ 4. ИЗОБРАЖЕНИЕ ПРОЦЕССОВ СЖАТИЯ И ПЕРЕМЕЩЕНИЯ ГАЗОВ В КООРДИНАТАХ р — <о и T — S
При изучении и анализе работы компрессорных машин удобно поль-
зоваться графическим изображением процесса сжатия и перемещения газа.
Фиг. 13. Изображение процессов при различных показателях политроп в диаграмме р — v.
В координатах р — v эти процессы изображены нафиг. 13. На этой фигуре линия 1—2 является изотермой, а площадь, ограниченная линиями 1—2—3—4—/, представляет в масштабе диаграммы удельную работу 1из изотермического сжатия и перемещения газа, определяемую уравнением (54). Линия 1—2' — политропа с показателем 1 < п < k, а площадь 1—2—3—4—1—работа 1пол, определяемая уравнением (52). Линия 1 — 2" — адиабата, а площадь 1—2"—3—4—1 — работа 1ад, определяемая уравнением (55). Линия 1—2"' — политропа с показателем п>£, а площадь 1—2"’—3—4— 1 — работа 1пол, определяемая уравнением (52).
Из фиг. 13 следует, что с увеличением показателя п растет и величина 1пол. Изображение процессов в координатах р—v удобно для поршневых
компрессоров. В этих машинах процессы всасывания, сжатия и нагнетания разделены по времени и на диаграмме изображаются отдельными линиями. *
Изображение процессов сжатия и перемещения газов в координатах р—v и Т—S 31
Процесс всасывания газа в цилиндр изображается линией 4—1, сжатия—1—2, 1—2' и нагнетания газа — 2'—3,2"—3. При испытании компрессоров можно при помощи специального прибора — индикатора — записать кривые зависимости давления газа в цилиндре Р от его объема V. Поэтому графическое изображение процессов сжатия и перемещения газа в координатах р—и называют индикаторной диаграммой.
Приведенные выше уравнения отображают изменение энергии газа в механической форме. В этих уравнениях, как и при изображении процессов в координатах р—v внешний теплообмен газа не отражается в явной форме.
Напишем уравнение энергии в тепловой форме
<71—2 4“ '4^1—2 = ^2 1ъ (66)
где <71-2 — количество тепла, подводимое к 1 кг газа при перемещении его от сечения 1—1 до сечения 2—2 (см. фиг. 10); /1-2 —механическая работа, подведенная к 1 кг газа за то же время; i = срТ — энтальпия газа.
Графическое построение процессов с отображением внешнего теплообмена газа удобно производить в координатах Т—S. Энтропия газа S является функцией параметров состояния газа р, v и Т и сама может быть принята за параметр его. Как известно из термодинамики, изменение энтропии опре-
деляется уравнением dS = ^-. (67)
Подставим dq из основного уравнения термодинамики dq = ср dT + Apdv. (68)
После несложных преобразований получим следующие зависимости: dS = cp^-AR^-, (69)
dS = co^ + AP^- (70)
или в конечной форме
5-51 = ср1п^-Л/?1п^-, (71)
S — Sj = с01п £ + ЛЯ 1п^-. (72)
В координатах Т—S (фиг. 14) процессы с постоянной температурой (изотермы) изображаются горизонталями, а с постоянной энтропией (адиабаты) вертикалями.
Уравнения линии процесса с постоянным давлением — изобары — легко получить, подставив в уравнение (71) р = р±
S —S1 = cpln^-, (73)
dS = cpd^r, (74)
т. е. изобары в этих координатах представляют собой' логарифмические кривые с постоянным коэффициентом ср. Все изобары будут эквидистантны
32
Газы и основные термодинамические зависимости
Расстояние по оси абсцисс между изобарой р2 = const и изобарой рг = const можно определить, найдя приращение энтропии Д5 = S2— при изотермическом изменении давления от рг до р2. Для этой цели примем в уравнении (71) 7\ = Т2, тогда
S2-S1= -Л7?1п-^-. (75)
Из этого уравнения следует, что все изобары с давлениями рг лежат влево от кривой рг = const, а с давлениями р < рг — вправо от нее.
Фиг. 14. Диаграмма T—S,
Уравнение линии процесса с постоянным удельным объемом = const (изохоры) получим, подставив в уравнение (72) значение v = иг.
Тогда
5 — Sj = с0 In
(76)
Для идеального газа уравнение изохоры представляет собой логарифмическую кривую с постоянным коэффициентом cv. Так как cv < ср, то изохоры на диаграмме Т—S идут круче изобар. Расстояние по оси абсцисс между изохорами = const и v2 = const находим из уравнения (72), приняв Т2 = Тъ
52-51 = Л7?1п^-.
(77)
Так как это расстояние не зависит от температур, то изохоры, тар же как и изобары, являются эквидистантными кривыми. Изохоры с удельными объемами у, большими vl9 располагаются на диаграмме справа от линии vY = const, а с меньшими —слева (см. фиг. 14).
Уравнение политропы в координатах Т—S можно получить при замене п
р IT \Л“1 отношения давлений в уравнении (71) отношением температур -у- = ("Т”)
п
Т / Т 1
S —S, = ср1пу- —Л/?1п (у-) • (78)
Изображение процессов сжатия и перемещения газов в координатах р—v и T—S 33
Так как — = k и AR = с — cv, то после несложных преобразований cv р
уравнение политропы (78) примет вид
или
п — k dT с»~т'
(79)
Фиг. 15. Изображение политропических процессов в координатах Т~ S.
Уравнение политропического процесса в координатах Т—S представляет собой логарифмическую кривую с коэффициентом cv- Этот коэффициент называется теплоемкостью политропического процесса. При n^>k политропическая теплоемкость положительна, а при п < < k — отрицательна.
Из уравнения (79) следует, что при процессе сжатия с показателем п> k энтропия возрастает с увеличением Т, а при n<Ji — уменьшается.
Линии политропических процессов с различными показателями политропы изображены на фиг. 15.
В энтропийной диаграмме площадь, заключенная между кривой процесса и осью абсцисс, взя
тая в соответствующем масштабе, численно равна количеству тепла, отведенного или подведенного к 1 кг в рассматриваемом процессе.
В самом деле, пусть на фиг. 16 линия с—d представляет собой кривую процесса, а точки 1 и 2 соответствуют началу и концу его.
Элементарная площадка dF под кривой процесса будет равна
dF = TdS ккал/кг. (80)
Из уравнения (67) следует, что TdS — dq, т. е. dF = dq. Вся же площадь под линией процесса 1—2 будет равна
2
^a-i-2-e — J TdS = q-i-2'
(81)
Если в результате вычисления получается величина qr-2 положительная, то во время процесса тепло подводится к газу. Если же эта величина получается отрицательной, то тепло отводится. Вычислим площадь под линией изобарического изменения состояния газа от точки 1 до точки 5 (см. фиг. 15).
Заменив в уравнении (81) dS его значением и произведя интегрирование, получим
^i-б ~ J Тср — срТ& cpTi = ii = (82)
Г,
3 Захаренко и др. 314
34
Газы и основные термодинамические зависимости
Площадь под линией постоянного давления равна разности энтальпий газа в конце и начале процесса.
Определим работу, выраженную в тепловых единицах, затрачиваемую на сжатие и перемещение 1 кг газа, по диаграмме Т—S. Рассмотрим сжатие газа при политропическом процессе с подводом тепла, как это представлено» на фиг. 15 линией 1—3.
Пусть начальные параметры газа ръ vlf Tlf Sx соответствуют точке / диаграммы, а конечные р3, v3, Т3, S3 соответствуют точке 3.
Работа, затрачиваемая на сжатие и перемещение газа в тепловых единицах, согласно уравнению (66), будет
3 = i3 fx (j i-3. (83)
В этом уравнении приращение энтальпии газа i3—i19 на основании уравнения (80), численно равно (в соответствующем масштабе) площади диаграммы под линией постоянного конечного давления между точками пересечения ее изотермами начала и конца процесса. На диаграмме фиг. 15 такая площадь ограничена линиями 7'—7—> 3—3'— 7'
^7'—7—3—3' ~ *3 *Г (84)
Второе слагаемое в уравнении (83) представляет собой количество тепла, подведенное к газу за время процесса <7Х_3, численно равное площади диаграммы под линией процесса.
В компрессорах в процессе сжатия газа тепло извне специально не подводится. Подогрев вызвал бы увеличение затрат работы на сжатие и перемещение газа. Однако в действительных машинах подогрев газа происходит от тепла, выделяющегося в результате трения. Причем в центробежных и в осевых компрессорах тепло подводится главным образом вследствие газодинамических сопротивлений в проточной части машины. В поршневых и ротационных компрессорах это тепло в основном получается от трения поршневых колец о стенки цилиндров поршневых компрессоров или трения пластин в цилиндрах ротационных пластинчатых компрессоров. Следовательно, площадь диаграммы под линией процесса Г—1—3—3' численно равна теплоте трения, подводимой к газу
?1-3 ~ ~ Л'— 1-з— з'- (85)
Подставив значения i3—и <7i—3 из уравнений (84) и (85) в уравнение (83), получим
1-3 ~ 3—3' ^7'—7—3—1—Г. (86)
Рассмотрим теперь сжатие газа при политропическом процессе с отводом тепла (n < k), представленного на фиг. 15 линией 1—6.
В уравнении (83) приращение энтальпии газа i3—/х,на основании уравнения (80), численно равно площади диаграммы, ограниченной линиями 7'—7—6—6\
L ~~ Ч = F7' 7 6 6'- (87)
Изображение процессов сжатия и перемещения газов в координатах р—v и Т—S 35
Так как процесс происходит с отводом тепла и уменьшением энтропии, то
^6'—
(88)
Подставляя iQ — и из уравнения (87) и (88) в уравнение (83), получим
^1—6 ^7'—7—6—6' + ^6'—6—1—1' ^7'—7—6—1—1'.
(89)
Сжатие газа при изотермическом процессе на фиг. 15 изображено линией 1—7. При изотермическом процессе Т1 = Тх = const и для идеального газа 17 = ц. Процесс протекаете уменьшением энтропии. Следовательно, согласно уравнениям (81) и (75), получим:
-лет. In й-
и
4/1-7= <71-7 = In-g-. (90)
Из уравнения (90) следует, что для осуществления изотермического процесса всю затрачиваемую на сжатие работу необходимо полностью отвести от газа в процессе сжатия. Энергия газа при этом останется постоянной.
Рассмотрим сжатие газа при адиабатическом процессе, который на фиг. 15 изображен линией 1—2. Адиабатический процесс происходит при отсутствии теплообмена газа с окружающей средой, т. е. ^х_2 = 0 и S = const. Приращение энтальпии в этом процессе i2 — = г2 — г7, согласно уравне-
нию (80), будет численно равно площади диаграммы, ограниченной линиями 7'—7—2—Г, т. е. i2 — = ср (Т2 — Т\) = Fr__7_2_{f. Подставляя полу-
ченные значения i2 — G и q1_2 в уравнение (83), получим
^1—2 ~ ^7'—7—2—1' СР (^2 ^1)- (91)
Изображение процессов сжатия и перемещения газов в координатах Т—S дает возможность наглядно проследить влияние внешнего теплообмена газа на величину затрачиваемой работы. Пусть на фиг. 15 линия 1—3 изображает процесс сжатия газа в компрессоре без охлаждения цилиндра. Линия сжатия является политропой с показателем n> k, а площадь диаграммы под ней численно равна работе, затраченной на преодоление трений, Almpt т. е.
д/ = F
^ьгпр 1 1'-1-3-3'•
Работа, необходимая для сжатия и перемещения газа, при этом будет Al = F
1 1'_1—3—7—7'-
Двигатель компрессора должен затрачивать работу как на сжатие и перемещение газа—Pv_{_3_7__r, так и на преодоление трений — ^’г_1_3_у. Следовательно, работа двигателя будет:
^дв ~ ^1'_1—3—7—7' + ^i'-i—з—з' ~ ^Г — 1— з—з'- (92)
Если организовать хорошее охлаждение цилиндра того же компрессора так, чтобы конечная температура при сжатии газа снизилась с Т3 до Т6, 3*
36
Газы и основные термодинамические зависимости
то линия процесса сместится влево и пойдет по 1—6. В этом случае работа для сжатия и перемещения 1 кг газа будет
Если при этом работа, затрачиваемая на преодоление трений, не изменится, то необходимая работа двигателя 1дв будет
~ ^1'—1-6—7—7' + ^1'—1-3-3' ~ ^7'—7—6—1—3—3"
Уменьшение работы от введения охлаждения будет
== = ^1-3-6- (93)
Из диаграммы видно также, что наибольший выигрыш в затрате работы будет при изотермическом процессе.
ГЛАВА II
ОДНОСТУПЕНЧАТЫЙ КОМПРЕССОР
§ 5. ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС
Одноступенчатым компрессором называют машину, в каждой рабочей полости которой давление газа повышается от давления в полости всасывания
в компрессор до давления в нагнетательной сети.
В рабочей полости (цилиндре) реальной машины осуществление рабочего процесса сопровождается рядом побочных явлений, усложняющих и искажающих его. Для того чтобы проследить особенности и закономерности процесса, рассмотрим идеальную машину, в которой происходит только основной или теоретический процесс.
Теоретический процесс одноступенчатого компрессора характеризуется следующими особенностями.
1. Отсутствие сопротивления движению газа и внешнего теплообмена его
Фиг. 17. Схема и диаграммы теоретического процесса компрессора двойного действия.
с окружающей средой.
2. Процесс сжатия политропический с постоянным показателем политропы п = const.
3. Весь газ, заполняющий рабочую камеру компрессора, полностью
вытесняется в полость нагнетания.
4. Рабочая полость абсолютно герметична.
5. Потери на преодоление трения в механизме компрессора равны нулю.
Проследим теоретический процесс в компрессоре на примере схемы, представленной на фиг. 17.
Обозначим: рх — давление газа во всасывающих патрубках;
р2—давление газа в нагнетательных патрубках;
Vh — объем, описываемый поршнем за один ход, .м3;
s — ход поршня, м\
F — рабочая площадь поршня, л2.
Рассмотрим процессы, протекающие в левой рабочей камере, начиная с момента, когда поршень находится в наружной мертвой точке, т. е. наиболее
38
Одноступенчатый компрессор
удален от вала. При движении поршня к валу открывается всасывающий клапан, и в рабочую камеру поступает газ из всасывающего патрубка. Заполнение рабочей камеры газом называется процессом всасывания.
Так как рассматривается теоретический процесс, то объем газа в рабочей камере в конце всасывания равен объему, описываемому поршнем за один ход. Всасываемый газ будет иметь давление рт и температуру Ть равные давлению и температуре во всасывающем патрубке. Процесс всасывания изобразится на диаграмме отрезком прямой 4—/, который называется линией всасывания.
Во время движения поршня от внутренней мертвой точки к внешней (справа налево) объем левой рабочей камеры уменьшается. Всасывающий клапан закрывается. Давление газа в камере увеличивается до величины р2, происходит процесс сжатия. На диаграмме фиг. 17 линия сжатия изображается кривой 1—2.
Когда в рабочей камере давление достигнет величины р2, нагнетательный клапан откроется, и при дальнейшем движении поршня газ будет вытесняться в нагнетательный патрубок. Этот процесс называется нагнетанием. Линия нагнетания на диаграмме изображается отрезком 2—3.
Таким образом, диаграмма теоретического процесса (фиг. 17^ ограничивается линиями всасывания 4—/, сжатия 1—2, нагнетания 2—3 и линией, соединяющей точки 3 и 4.
В машинах двойного действия такие же процессы, но смещенные во времени на продолжительность хода поршня, протекают по другую сторону поршня. На фиг. 17 изображены диаграммы теоретического процесса обеих рабочих полостей.
Количество газа, подаваемого компрессором за единицу времени в нагнетательный трубопровод, называется производительностью компрессора. Чаще всего производительность измеряется объемом газа, приведенным к давлению рг и температуре 7\ газа во всасывающем патрубке в мЧсек, мЧмин или -мЧчас. Производительность, измеренная таким способом, называется производительностью по всасыванию.
В некоторых случаях производительность компрессора относят к состоянию газа при каких-либо других давлениях и температурах, например при нормальных условиях р ~ 760 мм рт. ст. и t = 20°, при условиях нагнетания р2 и Т2 или при других заданных условиях. Производительность компрессора в этом случае называется производительностью при заданных условиях и обозначается V3ad.
Иногда производительность задают в весовых единицах G (кг/сек, кг/мин или кг/час).
Весовая производительность компрессора зависит от давления и температуры газа на всасывании и не может являться надежным критерием для оценки качества работы машины. Например, уменьшение весовой производительности компрессора в летнее время не говорит об ухудшении работы компрессора, а отражает лишь уменьшение удельного веса всасываемого газа.
Производительность компрессора при теоретическом процессе Vm определяется уравнением
- % -К - <94)
где Vm — объемная производительность компрессора при теоретическом процессе, мЧмин\
п0 — число оборотов вала компрессора в минуту;
F — суммарная рабочая площадь поршня.
Теоретический рабочий процесс
39
Для компрессоров простого действия при количестве цилиндров i и диаметре их
(95)
В компрессорах двойного действия со штоком диаметра йш, проходящим через одну из рабочих полостей,
£ = (96)
В компрессорах двойного действия со штоком, проходящим через обе рабочие камеры (компрессоры с подвесным поршнем),
F=|,J7’
Весовая производительность компрессора при теоретическом процессе Gm (кг!мин) определяется уравнением
Gm = Y1Vm, (98)
гДе Yi — удельный вес газа во всасывающем патрубке компрессора, т. е. при давлении р± и температуре Тх.
Работа, затрачиваемая на сжатие и перемещение газа при теоретическом процессе, LUH складывается из работы всасывания Lec, сжатия Ьсж и нагнета-ния Ьнаг
Luh = Lec + LCM. + ^цаг' (99)
Условимся считать положительной работу, получаемую газом от двигателя, и отрицательной—работу, совершаемую газом.
При всасывании газа сила от давления рь действующего на поршень площадью F, на всем пути направлена по движению поршня s и помогает двигателю вращать вал, т. е. двигатель получает работу от газа. Для полости А (фиг. 17) эта работа будет
Lec = —PiFs = —ptV\. (100)
Эта работа отрицательна и на диаграмме фиг. 17 выражается площадью b—1—4—а—Ь.
Работа сжатия, согласно фиг, 17, будет
V2
LCM=-\pdV. (101)
v,
В уравнении (101) «минус» перед интегралом потому, что в процессе сжатия объем газа уменьшается, следовательно, приращение его —dV будет отрицательным. Асжна диаграмме выражается площадью b—1—2—с—Ь.
Работа Lcoic при политропическом процессе сжатия с показателем политропы п для G кг идеального газа, согласно уравнению (53), будет
р,у\ ( \
^сж = в1сж = -^-. е " — 1 , (102)
СatC . J у j ' X /
где
v; = gv{.
40
Одноступенчатый компрессор
Работа нагнетания будет
= P2FS2 = P2V2 >
(ЮЗ)
где S2 — ход поршня в период нагнетания.
На диаграмме Ьнаг выражается площадью с—2—3—а—с.
Подставляя величины Lec, Ьсж, Ьнаг из уравнений (100), (102) и (103) в уравнение (99), после преобразований получим работу теоретического процесса при политропическом сжатии
/ П—1
LnM = ^py\V п -1
(Ю4)
Если в уравнении (104) принять п = k, то получим уравнение, выражающее работу теоретического процесса при адиабатическом сжатии
Fad — k—i Р1У1 (8 1)"
(105)
При изотермическом процессе п = 1. Поэтому на основании уравнения (54) для G (кг) газа, имеющего объем V'{, получим
LU3 = РУ\ 1"е- (106)
Если в уравнениях (104), (105) и (106) заменить величину VJ (см. фиг. 17), обозначающую объем рабочей полости, величиной удельного объема vlt то получим уравнения (52), (54) и (55), которые выведены на основании общих законов термодинамики. Отсюда следует, что эти уравнения универсальны и описывают процессы, происходящие в любом компрессоре независимо от его конструкции и принципа действия.
В практике чаще всего задается давление всасывания рх (кПсм2) и минутная производительность компрессора при условиях всасывания (м3/мин). Для этих случаев расчетными уравнениями для определения мощности N (кет) будут
/ ±z!_ \
^= 1,635^^7^8 " -1J, (107)
где
1 ми _ 104 .
1,635 — 60.102 ,
Nrf = 1,635 P1Vt (s~ — 1) кет; (108)
NU3 = 3,76 Р1У11g 8 кет, (109)
где
3,76 = 2,302-1,635.
Выразим удельную адиабатическую работу теоретического процесса ^компрессора в тепловых единицах
/ k-i \
^ад = £ __ 1 Plvl \8 1/ •
Действительный рабочий процесс одноступенчатого компрессора
41
Произведем следующие подстановки и преобразования
Л—1
p.v^RT,; AR = cp-cv- k=^-, 8 * =£-;
Cv 1 1
CV
AI ad ““ Cp (T2 1) ~ 4 — *!•
(110)
При адиабатическом процессе затрачиваемая двигателем работа сообщается газу в виде тепла, вследствие чего энтальпия газа повышается от начальной срТх до конечной срТ2.
Фиг. 18. Схема установки для работы пневматического двигателя:
1 — компрессор; 2 — холодильник; 3 — пневматический двигатель.
Рассмотрим работу установки, представленной на фиг. 18. Здесь компрессор 1 засасывает воздух из атмосферы с давлением рА и температурой Т±. В цилиндре компрессора воздух адиабатически сжимается до давления р2. При этом температура воздуха повышается до Т2 и энтальпия возрастает на величину i2— = А1ад согласно уравнению (110). Из компрессора
сжатый воздух поступает в холодильник 2, и охлаждается водой до начальной температуры ТР За период охлаждения вся энергия, полученная газом в компрессоре, отводится от него охлаждающей водой.
Пусть воздух после холодильника поступает в пневматический двигатель 3 и расширяется в нем адиабатически до начального давления ръ совершая работу Ldet которая снимается с вала двигателя в виде механической энергии.
За счет чего же совершается эта работа, если газ после холодильника имеет ту же энергию, что и до сжатия? Она совершается за счет собственной внутренней энергии воздуха, температура которого при расширении понижается до Т3 < 7\.
§ 6. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ОДНОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРА
Рассмотренный выше теоретический процесс в действительности не существует. Процесс работы реального компрессора отличается от теоретического следующим:
1) давление газа во время всасывания и нагнетания переменно, так как газ при движении преодолевает сопротивления клапанов; температура газа в течение этих процессов также переменна вследствие наличия внешнего теплообмена;
42
Одноступенчатый компрессор
2) в рабочих полостях цилиндров компрессора имеются объемы VM, из которых при нагнетании газ не может быть вытеснен; эти объемы называются мертвыми пространствами;
3) рабочие полости имеют неплотности, через которые часть газа выте
кает;
4) показатели политропы сжатия и расширения не постоянны во все
время процесса;
5) в узлах механизма компрессора имеется трение.
Влияние перечисленных отличительных черт реального компрессора лучше всего проследить на индикаторной диаграмме. На фиг. 19 изображена
индикаторная диаграмма действительного процесса компрессора (сплошными линиями) и теоретического (пунктирными). Индикаторная диаграмма действительного процесса ограничена линией сжатия 1—2, нагнетания 2—3, расширения *3—4 и всасывания 4—1.
Линия всасывания проходит ниже линии всасывания теоретического компрессора 4'—Г и короче ее. Линия сжатия имеет переменную кривизну. Линия нагнетания проходит выше
Фиг. 19. Схема индикаторной диаграммы компрессора.
линии нагнетания теоретического процесса. Вместо вертикальной линии 3'—4' в теоретической диаграмме, в индикаторной диаграмме действительного процесса точка конца нагнетания 3 соединена с точкой начала всасывания 4 кривой *3—4. называемой линией расширения.
Исследование работы компрессора при действительном процессе начнем
с определения его производительности.
Производительность реального одноступенчатого компрессора
Производительность компрессора при действительном процессе (м3/мин), (кГ/мин) будет меньше чем при теоретическом Vm*, Gm и может быть определена уравнениями
= (111)
Gi = ^Gm, (112)
где % — коэффициент производительности, или коэффициент подачи компрессора;
1 = А = А
Vm Gm
(113)
Величина % показывает, какую часть составляет производительность компрессора при действительном процессе от производительности его при тео
Действительный рабочий процесс одноступенчатого компрессора
43
ретическом процессе.. Она является весьма важной характеристикой работы компрессора. Рассмотрим факторы, определяющие величину X.
Вес газа, всасываемого в цилиндр компрессора, Ge больше подаваемого в нагнетательный трубопровод Gx на количество газа AGnp, вытекающего через неплотности
G. = Ge - \Gnp = Ge (1 - . (114)
Вес всасываемого газа Ge может быть определен из уравнения
G = V V'nn, в в О’
(Н5)
где V' — объем свежего газа, поступающего из всасывающего патрубка в цилиндр компрессора за один оборот вала;
Ув — удельный вес газа в цилиндре в конце процесса всасывания.
Величина уо определяется из уравнения
v = -Рц1 -
где рЦ1 и ТЦ1 — давление и температура газа в цилиндре в конце процесса _ всасывания, т. е. в точке 1 диаграммы (см. фиг. 19).
производительность компрессора будет равна г, = tn?)
(116
Теоретическая весовая
где
Y1 - лт, ’
температура газа в точке Г па теоретической
Pi и 1\—давление и диаграмме. Заменив в уравнении (113) Gr и Gm их значениями из уравнений (114), (115), (116), (117) и произведя несложные преобразования, получим
X = ХдХгХ/72Х0,
Хд = — коэффициент давления;
Pi ^пр , ,
---------коэффициент герметичности;
Т
= -г1---коэффициент подогрева;
1 ш у' Хо = ---объемный коэффициент.
(118)
где
(Н9)
(120)
(121)
(122)
1
задается расчете
В некоторых случаях производительность компрессора по сухому газу, тогда как всасывается влажный газ. Если при не учесть влажность газа, то действительная производительность компрессора по сухому газу окажется меньше заданной. Учет снижения производительности от наличия паров производится введением в уравнение для определения X еще одного сомножителя — коэффициента влажности Хв4, который равен
л _ Vi - 4>Y$i вЛ У1
(123)
44
Одноступенчатый компрессор
В некоторых случаях необходимо пересчитать производительность компрессора, известную при одном состоянии газа, для другого состояния. Пусть необходимо определить Vsad при рзад и Тзад, когда известна производительность компрессора Vx при условиях газа во всасывающем патрубке pt и 7\. Весовая производительность компрессора G при этом остается постоянной. Следовательно,
Рзад^зад GRTза^.
Решив эти уравнения относительно V3ad, получим
17 __ I/ Pi Р зад
Узад~У1РзадТ1
-(124)
Рассмотрим влияние отдельных факторов на величину производительности компрессора.
Потери давления газа и их влияние на производительность компрессора
Сопротивление движению газа приводит к понижению его давления в рабочей полости компрессора при всасывании и повышению давления при нагнетании.
В начале линии всасывания обычно устанавливается фильтр, очищающий газ от пыли. Сопротивление фильтра снижает начальное давление газа рнач на величину Др^. От фильтра до компрессора газ течет по всасывающему трубопроводу, где давление еще понижается на величину Др1тр. Давление газа во всасывающем патрубке будет равно
Р1 ~ Рнач ^Рф ^Р1 пгр* (125)
В коротких всасывающих трубопроводах с рациональными размерами фильтра этими сопротивлениями можно пренебречь, так как они составляют (0,002 4- 0,005) рнач.
Прежде чем попасть в цилиндр, газ должен еще преодолеть сопротивления всасывающих клапанов и подводящих каналов. Давление газа в цилиндре в момент всасывания будет определяться уравнением
РЧ1 = Р1 —Др1. (126)
где Др! — сопротивление всасывающих клапанов и подводящих каналов.
Величина Др] переменна. В начале открытия всасывающих клапанов Дрх достигает наибольшей, а рцХ наименьшей величины. Кривая линии всасывания имеет здесь минимум. Это объясняется тем, что для открытия всасывающего клапана необходимо преодолеть силу упругости пружины, силы инерции подвижных частей клапана и гидравлическое сопротивление его проточной части. Когда клапан полностью откроется, возрастет сечение щели, снизятся скорости газа в ней и сопротивление клапана. Однако скорость поршня вблизи середины его хода имеет наибольшее значение. В этот момент при полностью открытом клапане \рг достигает второго максимума, так как скорость в щели клапана пропорциональна скорости поршня. Затем скорость поршня снижается, рц\ увеличивается и достигает наибольшей за период всасывания величины в конце хода поршня, т. е. в мертвой точке / (см. фиг. 19).
Действительный рабочий процесс одноступенчатого компрессора
45
Если известны все величины, определяющие конструкцию и работу клапанов, то гидравлическое сопротивление клапанов можно определить из уравнения
= (127)
где £ — коэффициент сопротивления клапана. Он определяется конструкцией клапана и характером потока газа в нем;
w — скорость газа в щели клапана. Она зависит от скорости поршня и площади сечения щелей всасывающих клапанов;
у — удельный вес протекающего через клапан газа.
В начальной стадии проектирования величины, уходящие в уравнение (127), не известны. Для приближенных расчетов Ар1 определяют как часть от давления всасывания рг по уравнению
(128)
где Pi — величина переменная по ходу всасывания.
Среднее значение этого коэффициента р1гр за весь процесс всасывания обычно изменяется в пределах 0,05 4-0,1. Если необходимо определить потери давления газа в конце процесса всасывания (в точке /, фиг. 19), то следует считать по меньшему значению р1Ср. Приближенно коэффициент давления Кд можно определять по формуле
1 - ₽lfp- (129)
В поршневых компрессорах процессы всасывания периодические, поэтому во всасывающей линии возникают колебания давления газа. В случае кратности частоты процессов всасывания с частотой акустических колебаний в трубопроводе амплитуды колебаний давления могут достигнуть значительных величин. Если в конце процесса всасывания в цилиндре произойдет увеличение давления от колебаний, то рц1 может быть больше р19 и величина будет больше 1. По опытам канд. техн, наук Т. Ф. Кондратьевой (Ленфилиал НИИхиммаш) в случае резонансных колебаний получалось увеличение производительности компрессора на 5—10%. Необходимо заметить, что экономичность компрессора в этом случае ухудшалась, так как на создание резонансных колебаний двигателем компрессора затрачивается добавочная работа.
Колебания давления газа в цилиндре могут произойти также при чрезмерно большой жесткости пружины клапанов (подробно см. гл. VI), когда клапаны полностью не открываются. Эти колебания изобразятся на индикаторной диаграмме в виде волн.
На пути движения газа к потребителю он также преодолевает ряд сопротивлений 2Дрл>ш (сопротивление нагнетательного трубопровода Др2тр, концевого холодильника &рХ0Л, газосборника &ргаз, масловлагоотделите-лей Држо и т. д.).
Если давление, необходимое потребителю, обозначить ркон, то необходимая величина р2 буррт
Ръ ~ Ркон Н” S А Рн, т, (130)
где
2 ^Рн- т = ^Рътр 4" ^Рхол 4" ^Ргаз 4" ^Рмо*
В цилиндре компрессора в период нагнетания давление рц2 должно быть больше р2 на величину сопротивления нагнетательных клапанов Др2 р'Ц2 = Р2 4-Др2. (131)
46
Одноступенчатый компрессор
Величина Др2 также изменяется в процессе нагнетания. Гидравлические сопротивления нагнетательного клапана можно определить из уравнения (127), если известна конструкция клапана и режим его работы. Для приближенных расчетов Др2 можно определять как часть от р2, т. е. по уравнению
^^2 ~ РгРг* (132}
Среднее значение 02ср выбирается 0,03 4- 0,08. Величина 02 меньше 0* потому, что обычно средние скорости газа в нагнетательных клапанах меньше, чем во всасывающих.
Величина Др2 в конце процесса нагнетания (в точке 3 фиг. 19} имеет наименьшее значение.
На линии нагнетания, так же как и на линии всасывания, возникают колебания давления газа. Эти колебания, особенно в случае резонанса,, могут значительно изменить линию нагнетания. Возникновение резонансных колебаний в линии нагнетания тоже ухудшает экономичность компрессора.
Потери газа через неплотности в компрессоре
В действительном компрессоре нет абсолютной герметичности рабочих полостей. Между деталями, разделяющими пространства с различным давлением газа, имеются зазоры, через которые газ перетекает из области высокого давления в пространство с меньшим давлением.
В поршневых компрессорах возможны такие перетекания в следующих узлах.
1. В уплотнении поршня через щели между поверхностями цилиндра и поршневых колец вследствие неполного их взаимного прилегания в канавках, где помещаются поршневые кольца, и в замках колец.
В цилиндрах одностороннего или простого действия газ через эти щели протекает из рабочей полости в картер машины за время процессов расширения газа мертвого пространства, сжатия и нагнетания.
В цилиндрах двойного действия газ перетекает в соседнюю рабочую полость в период процесса всасывания в ней. Если в цилиндрах простого действия производительность уменьшается только на количество перетекающего газа, то в цилиндрах двойного действия перетекающий горячий газ производит еще дополнительный подогрев всасываемого газа. Производительность компрессора в этих машинах уменьшается как от количественных потерь, так и вследствие подогрева.
При удовлетворительном состоянии поршневых колец через них протекает 0,5 4-3% количества всасываемого газа.
2. В уплотнении штока. По данным исследования О. Н. Секуновой [13]> потери через сальники с чугунными разрезными кольцами при разности давлений до 100 кПсм2, не превышают 0,1 % производительности компрессора и ими можно пренебречь.
3. В клапанах цилиндра. Количественные потери газа через клапаны происходят при некачественном изготовлении и монтаже, а также в результате износа деталей клапана. Кроме того, такие потери могут появиться вследствие запаздывания посадки закрывающего органа.
Влияние этих потерь на производительность компрессора учитывается коэффициентом герметичности Хг, представляющим собой отношение объема газа, подаваемого за минуту в сеть и пересчитанного к давлению и температуре во всасывающем патрубке V19 к объему газа, всасываемого в цилиндр за то же время и при тех же условиях п0У'г Коэффициент герметичности
Действительный рабочий процесс одноступенчатого компрессора
47
(133)
(134)
можно представить и как отношение веса газа, подаваемого в сеть, к весу газа, всасываемого в цилиндр компрессора за то же время:
п __ __ 1 &Gnp
г “ Ов ” Ge ’
X = V1 == 1 Vnp
г n.V\ ’
Ve = nQV\-Vnpi
где Vnp — объем газа, перетекающего в минуту через неплотности компрессора, приведенный к условиям всасывания;
V\ — объем газа при рг и Тъ всасываемого в рабочую камеру за один оборот.
Коэффициент герметичности зависит от площади сечения щелей, их формы, режима работы и конструкции компрессора. Его можно приближенно определить из уравнения, полученного автором на основании анализа протечек
j/ 4”1
х- = '-А-^Г- (135>
где Эц — диаметр цилиндра, м\
п0 — число оборотов вала компрессора в минуту;
РЦ2
ew —------отношение среднего давления газа в цилиндре в период нагне-
Рц1
тания рц2 к среднему давлению газа в период всасывания рц1; это отношение называется внутренней степенью повышения давления в цилиндре или степенью сжатия;
А — коэффициент, зависящий от конструктивных особенностей машины и ее состояния, ж3Ли2 мин.
В исследованиях, проведенных в лаборатории компрессорных машин ЛПИ, этот коэффициент получился близким к 0,41. Дальнейшие исследования должны уточнить и дифференцировать этот коэффициент для различных конструкций.
Изменение температуры газа при всасывании и влияние ее на производительность компрессора
Температура газа при сжатии его в компрессоре повышается, а при расширении понижается. Частота процессов сжатия и расширения, а следовательно, повышения и понижения температуры газа в рабочей полости цилиндра определяется числом оборотов вала компрессора. На фиг. 20 изображены кривые изменения температуры и давления газа в рабочей полости цилиндра.
При установившемся режиме работы температура стенок рабочей полости вследствие их тепловой инерции становится почти постоянной по времени, хотя и неодинаковой в различных точках стенок.
Наибольшую температуру имеют стенки поршня. Температура крышек цилиндра несколько ниже, а стенок — еще ниже чем у крышек. Температура стенок цилиндра переменна по его длине. Наиболее велика она у крышек цилиндра.
Разность температур газа и стенок вызывает теплообмен между ними, происходящий в течение всего процесса. По этой причине всасываемый газ подогревается. Это приводит к снижению производительности компрессора.
48
Одноступенчатый компрессор
Нагнетаемый же газ отдает часть тепла стенкам, и температура его в период нагнетания уменьшается. Таким образом, температура газа в период всасывания и нагнетания не остается постоянной.
Влияние подогрева газа в цилиндре за время всасывания учитывается коэффициентом подогрева который, согласно уравнению (121), является
отношением температуры газа во всасывающем патрубке компрессора 7\ к температуре газа в цилиндре в конце всасывания Тц1.
Величина зависит от конструкции цилиндров и всасывающих клапа-
нов, их герметичности, интенсивности охлаждения стенок и т. д. Вычислить теоретически Кт не представляется возможным вследствие весьма сложного
влияния этих факторов на величину
Фиг. 20. Развертки кривых изменения давления и температур в цилиндре поршневого компрессора за один оборот вала.
Тц1. Экспериментальное определение Кт также весьма трудно потому, что до настоящего времени нет надежного и точного способа для замера мгновенной температуры газа в цилиндре компрессора. Величину Кт определяют приближенно косвенным путем.
При прочих равных условиях величина Кт зависит от степени повышения давления 8Ц, определяющей температуру газа в конце процесса сжатия, и температуры стенок рабочей полости.
Для расчетов компрессоров, имеющих хорошее охлаждение цилиндров и степени сжатия 8Ц<5, можно пользоваться следующей эмпирической формулой
%т=1-0,01(8ц-1). (136)
Некоторые авторы [2], [3] рекомендуют формулу
1 -0,025 (8ц-1),
однако расчеты показывают, что при использовании этой формулы получаются заниженные величины Хт.
Линии сжатия и расширения, показатели политропы
В начале процесса сжатия температура стенок рабочей полости выше температуры газа, и тепло передается от стенок к газу (участок 1—5, фиг. 19). Процесс сжатия происходит с подводом тепла, т. е. показатель политропы k на этом участке. По мере повышения степени сжатия температура газа возрастает, а количество тепла, передаваемое от стенок к газу, уменьшается. Уменьшается и показатель политропы сжатия.
Когда температура газа и стенок станет одинаковой, нагрев газа от стенок прекратится и п будет равно k. При дальнейшем повышении давления температура газа становится выше температуры стенок и начинается теплоотдача от газа к стенке. В этот период сжатия процесс идет с отводом тепла, и показатель политропы сжатия на этом участке меньше показателя адиабаты п < А.
Если имеются неплотности в нагнетательных клапанах, то газ из нагнетательного патрубка будет в процессе сжатия протекать в рабочую полость и давление в ней будет повышаться не только вследствие уменьшения объема
Действительный рабочий процесс одноступенчатого компрессора
49
рабочей полости, но и в связи с увеличением весового количества газа в ней. При этом линия сжатия на индикаторной диаграмме (фиг. 19) будет отклоняться вправо. Отклонение линии сжатия вправо вызывается при этом двумя причинами: увеличением весового количества газа в цилиндре и повышением показателя политропы вследствие притока тепла с газом из нагнетательного патрубка. В цилиндрах двустороннего действия и с дифференциальными поршнями происходит перетекание газа через зазоры уплотнений поршней из рабочей полости, в которой происходит сжатие и нагнетание (в рассматриваемый момент), в полость, где происходит всасывание.
Перетекания, уменьшающие количество газа в рабочей камере в процессе сжатия (через всасывающие клапаны, уплотнения поршней, сальники), отклоняют линию сжатия на индикаторной диаграмме (фиг. 19) влево, изменяя конфигурацию этой линии аналогично случаю уменьшения показателя политропы сжатия.
Аналогичные сложные явления, которые отклоняют линию процесса, имеют место и при расширении газа, оставшегося в мертвом пространстве. Разница заключается лишь в том, что в данном случае подсос газа и подвод тепла делают кривую процесса более пологой.
Так как количество газа, оставшееся в мертвом пространстве, сравнительно мало, а относительная величина теплопередающей поверхности (поверхности стенок камеры) велика, то в начале процесса расширения, когда тепло отводится от газа, линия расширения круто опускается вниз. Этому способствует и вытекание газа из рабочей полости через уплотнения поршня и всасывающие клапаны. Количество вытекающего газа будет наибольшим в начале процесса расширения, когда давление газа в цилиндре велико. Относительная величина их больше чем при сжатии.
Выразить аналитически линию процесса сжатия и расширения в виде уравнений, охватывающих влияние всех факторов, не представляется возможным. По этой причине при исследовании работы компрессоров заменяют линии сжатия и расширения политропами с постоянными показателями, причем политропы будут различны в зависимости от назначения этой замены.
Если связывают уравнением политропического процесса давления и объемы газа в начале и конце процесса (например, давления и объемы в точках 1 и 2 фиг. 19), то политропу, проходящую через эти две точки, называют политропой конечных параметров. Показатель ее обозначают пк.
В том случае, если необходимо связать законом политропического процесса давления и температуры газа в этих точках, то показатель политропы обозначают nt.
При вычислении индикаторных работ вводят эквивалентную политропу, дающую площадь индикаторной диаграммы, равную действительной. Условимся обозначать показатель эквивалентной политропы сжатия пс, а расширения пр.
Величины показателей политроп выбираются по опытным данным.
Величина эквивалентного показателя политропы пс в нормально работающих поршневых компрессорах с охлаждением стенок цилиндров и их крышек проточной водой при = 3 ч- 6 лежит в пределах
пс = (0,92 ч- 0,98) k. (137)
Рассмотрим влияние различных факторов на величину показателя политропы сжатия пс.
1. Увеличение интенсивности охлаждения стенок цилиндров ведет к уменьшению п(.
2. Рост количества утекающего газа из рабочей полости в процессе сжатия уменьшает пс.
4 Захаренко и др. 314
50
Одноступенчатый компрессор
/ / S
/ /
_____dp
Фиг. 21. Условное изображение рабочего процесса поршневого компрессора в диаграмме.
3. Увеличение размеров цилиндра уменьшает влияние внешнего теплообмена. Показатель политропы при этом приближается к показателю адиабаты. Последнее объясняется тем, что при увеличении размеров машины количество газа в ней возрастает пропорционально кубу размеров, а охлаждающая поверхность и протечки — пропорционально квадрату их. Следовательно, количество тепла, отводимое или подводимое к каждому килограмму газа за время сжатия, и относительная величина протечек уменьшаются пропорционально линейным размерам цилиндра.
4. С ростом числа оборотов вала компрессора показатель политропы также стремится к показателю адиабаты, так как влияние теплообмена и протечек при этом уменьшается.
5. Нарушение герметичности нагнетательных клапанов увеличивает показатель политропы.
В процессе расширения газа в рабочей камере температура его резко падает, и в теплообмене превалирует подвод тепла к газу от стенок цилиндра. Это приводит к тому, что пс. Для практических расчетов можно принимать пр^апс> (138) где
а = 0,94 -=0,98.
На фиг. 21 представлено условное изображение действительного рабочего процесса поршневого компрессора в диаграмме
Т—S. Условность заключается в том, что диаграмма Т—S относится к 1 кг газа, тогда как в рабочем процессе компрессора количество газа изменяется.
На фиг. 21 точка Г характеризует состояние газа во всасывающем патрубке компрессора, а точка 1 — состояние газа в рабочей полости компрессора в конце всасывания и начале сжатия. Линия Г—1 изображает изменение состояния газа в процессе всасывания, при котором происходит понижение его давления от до рц1> повышение температуры от 7\ до Тц1 и увеличение энтропии. Линия 1—5—2 изображает изменение состояния газа при его сжатии, когда давление и температура увеличиваются от рц1 и Тц1 До РЦ2 и ^2- Причем на участке 1—5 энтропия возрастает, процесс протекает с подводом тепла к газу от стенок рабочей полости (k < пс =/= const), а на участке 5—2 энтропия убывает и процесс протекает с отводом тепла от газа к стенкам рабочей полости (&> пс =# const). Линия 2—3 характеризует понижение температуры и энтропии газа в рабочей полости во время нагнетания при рц2 вследствие теплообмена со стенками цилиндра. Линия 3—6—4 представляет собой изменение состояния газа, оставшегося в мертвом пространстве в процессе его расширения, когда давление и температура газа уменьшаются. Причем на участке 3—6 процесс происходит с отводом тепла от газа к стенкам рабочей камеры и энтропия понижается, а на участке 6—4 — с подводом тепла от стенок к газу и повышением энтропии. Точка 4 характеризует состояние газа, расширившегося из мертвого пространства. Этот газ смешивается со свежим всасываемым, у которого повышается температура, во-первых, от смешения с расширившимся газом из мертвого пространства и, во-вторых, от тепла, передающегося от стенок рабочей камеры.
Действительный рабочий процесс одноступенчатого компрессора
51
Мертвое пространство и его влияние на производительность компрессора
На диаграмме фиг. 19 абсцисса VM представляет собой в масштабе диаграммы объем мертвого пространства в данной рабочей камере. Он складывается из следующих величин (см. фиг. 22).
1- VMi— пространство между поверхностью поршня, находящегося в мертвой точке у крышки цилиндра, и поверхностью этой крышки. Это
пространство на фиг. 22 заштриховано горизонтальными линиями. Нахо-
дясь в мертвой точке, поршень не доходит до поверхности крышки на рас-
стояние S. Этот зазор предохраняет поршень от удара в крышку цилиндра. Если обозначить D4 — внутренний диаметр цилиндра компрессора, то
УЛ1 = ^Р2Ч6.
2. VM2 — объем пространства между боковыми поверхностями цилиндра и поршня на длине I до первого поршневого кольца 5. На фиг. 22 оно заштриховано вертикальными линиями.
Если обозначить диаметр поршня через Dn, то
^2 = ^(П2ч-Р«)/.
3- Умз — мертвое пространство, образующееся под клапанами рабочей полости компрессора. На фиг. 22 оно заштриховано наклон
Фиг. 22. Мертвые пространства в цилиндре поршневого компрессора.
ными пунктирными линиями. Он»' состоит из пространства в клапанном гнезде и всех пространств в самом клапане до его запорного
органа.
4* VM4t — прочие мертвые пространства, которые сообщаются с рабочей полостью и из которых газ не может быть вытеснен при нагнетании поршнем. Например, кольцевое пространство между поршнем и цилиндром соседней рабочей полости при дифференциальных поршнях и т. п. Все эти пространства должны быть учтены в общей сумме мертвых пространств:
vM = vM1 + vM2 + vM3 + vM4
В объеме VM газ с давлением р3 (см. фиг. 19) остается невытесненным в период нагнетания. При обратном движении поршня этот газ расширяется и занимает объем V4, который исключается из общего объема всасывания. В точке 4 диаграммы давление газа равно давлению в конце процесса всасывания, т. е. в точке /.
Уменьшение производительности компрессора вследствие влияния мертвого пространства учитывается объемным коэффициентом Хо, который, согласно уравнению (122), равен
Величина Хо характеризует степень использования полезного объема цилиндра для заполнения новой порцией газа.
Из индикаторной диаграммы (фиг. 19) следует
= + (139)
4*
52
Одноступенчатый компрессор
где Vh — объем, описываемый поршнем за один ход;
Ve — объем всасываемого газа при параметрах, соответствующих концу процесса всасывания.
Проведем через точки 3 и 4 диаграммы (фиг. 19) политропу конечных параметров линии расширения. Тогда
РзУз к = pjfr,
(140)
где пк — показатель политропы конечных параметров. Решим уравнение (140) относительно V4
(141)
Заменим в уравнении (122) величину Ve ее выражением из уравнений (139) и (141). Учитывая, что V8 = VM, получим
4=1
(142)
Обозначим = а. Величина а является относительной величиной мертвого пространства
Pt = Рщ, (143)
где рц1 — давление газа в конце процесса всасывания.
Давление рц3 в момент конца нагнетания можно определить из уравнения Рцз = Рг + Др2 + ДРпр, (144)
где Др2 — потери давления в нагнетательных клапанах; в конце процесса нагнетания эти потери близки к нулю, так как скорость газа в щели клапана стремится к нулю;
Дрлр — предварительный натяг пружины нагнетательного клапана. Эта величина невелика.
Величину рц3 при расчетах принимают равной среднему давлению газа в период нагнетания
Рцз = Рцз- (145)
Заменив в уравнении (142) давления р3 и р4 их выражениями из уравнений (143) и (145) и произведя несложные преобразования, получим:
(1 \
е"* — V- (146)
Выведем уравнение для вычисления величин Хо при высоких давлениях, когда отклонения реального газа от законов идеального значительны.
Разделим обе части уравнения (139) на V'h, получим
4=1~ • (147)
Обозначим
Рц?У?, Рц1У4
ТлГ = е,(3 и = е“4’
Действительный рабочий процесс одноступенчатого компрессора
53
откуда
Рцз^з РцаУ 4 . у у @Ц4Рцз
Ql(3 2ц4 ’ 4 3 9цзРц4
(148)
Подставляя величину V4 в уравнение (148) и учитывая, что V3 = VM
Рцз
И --8„, ПОЛуЧИМ
Рц4 4 l0=l_a(e4-g—1). (149)
Параметры газа в конце процесса нагнетания можно считать равными их
средним величинам за период нагнетания, поэтому
2цЗ — 9ц2-
Так как
Рц4, Рцъ то 9^4
тогда
Хо= 1-а(еч-^--1). (150)
Фиг. 23. Кривые изменения объемного коэф-фициента Хо в зависимости от степени повышения давления г при различных относительных величинах мертвого пространства а.
Вычисление Хо по уравнениям (149) и (150) дает несколько большие величины, чем по уравнениям (146) и
(147), поэтому объемы цилиндров для высоких давлений, вычисленные по уравнениям (146) и (147), получаются несколько завышенными.
Из уравнения (122) следует, что
К = чк.
Последнее уравнение указывает, что чем меньше Хо, тем меньше, при прочих равных условиях, всасываемый объем газа и производительность компрессора. Из уравнений (146) и (149) следует, что чем больше будут величины а и и чем меньше величина тем меньше будет Хо. Поэтому при конструировании компрессоров надо стремиться свести объем мертвого пространства к минимуму.
На фиг. 23 приведены кривые изменения Хо в зависимости от гц при различных значениях относительного мертвого пространства а, при показателе политропы расширения пк ~ 1,3.
Рассматривая кривые, изображенные на фиг. 23, видим, что даже при небольших величинах Vм, но при значительных 8g величина Хо получается довольно малой.
Определение величин и а для существующего компрессора производится либо непосредственным замером (например, заливом масла при положении поршня в мертвой точке), либо подсчетами по размерам, указанным в чертежах. При проектировании же новой машины относительной величиной мертвого пространства а приходится задаваться ориентировочно на основании опыта выполненных конструкций. В одноступенчатых поршневых компрессорах величины а могут быть 2 -н 10% *. Причем, чем меньше
:: В некоторых специальных случаях величины а могут быть значительно больше (например, в свободнопоршневых дизель-компрессорах).
54
Одноступенчатый компрессор
размеры рабочих полостей, тем больше величина а. В машинах с одинаковыми размерами рабочих камер и одинаковыми клапанами величины VM и а будут меньше при размещении клапанов в крышках цилиндров, чем в случае размещения их с боков цилиндров. Величина а будет зависеть от количества
клапанов и их конструкции.
Увеличение степени сжатия в рабочей полости компрессора при неизменной величине а возможно лишь до предела, при котором прекращается всасывание свежего газа компрессором. Эту предельную величину степени сжатия &ц.пр легко найти из уравнения (146). Приравняв в нем правую
Фиг. 24. Изменение индикаторной диаграммы с изменением давления нагнетания.
часть нулю и решив его относи-
тельно 8Ц, получим
Л , 1 \п* гц.пр — ^1 + а I •
(151)
Из этого уравнения следует, что при данной величине пк предельная степень сжатия уменьшается с увеличением значения а. Так, например, если п* = 1,2, то при а = 0,05 величина 8„ ==
= (1+w) -37’ ПРИ а==0Д
Л , 1 \Ь2
величина 8^. пр = 11 + -^-1 = = 17,7. С увеличением пк вели-
чина 8Ц. пр возрастает.
На фиг. 24 изображены схематизированные индикаторные диаграммы рабочей полости компрессора при изменении 8Ц от 8Ц — 1 до 8Ц# пр. Здесь даны кривые для трех промежуточных значений давления рц2.
Если показатели политроп сжатия и расширения равны, то при 8Ц > епр индикаторная работа равна нулю, а индикаторная диаграмма превращается в одну линию 1—5 (см. фиг. 24). В данном случае газ выполняет роль пружины, помещенной между поршнем и крышками цилиндра. В момент сжатия двигатель затрачивает работу, а при обратном ходе поршня эта энергия
возвращается двигателю расширяющимся газом теоретически в том же
количестве.
§ 7. ИНДИКАТОРНАЯ МОЩНОСТЬ
Работа, затрачиваемая на сжатие и перемещение газа в компрессоре, определяется площадью индикаторной диаграммы. При проектировании новой машины пользуются для расчетов схематизированной индикаторной диаграммой, аналогичной диаграмме, приведенной на фиг. 25. При построении схематизированной индикаторной диаграммы принимают обычно следующие допущения.
1. Давления всасывания и нагнетания принимаются постоянными. Величины их рц1 и р^2 равны средним величинам давлений всасывания и нагнетания в течение этих процессов и определяются уравнениями (126) и (131).
Значения &рсръ, Apcpi вычисляются с помощью уравнений (128) и (132).
2. Отрезок 4—1 принимается равным (в соответствующем масштабе) объему всасываемого газа при давлении р^.
3. Линии сжатия 1—2 и расширения 3—4 строятся как политропы с постоянными показателями пс и пр соответственно. Они проводятся с таким
Индикаторная мощность
55
расчетом, чтобы площадь диаграммы была равна ожидаемой площади индикаторной диаграммы действительного процесса.
По схематизированной (расчетной) индикаторной диаграмме находим индикаторную работу LUH, равную площади диаграммы Причем
Площадь F' выражает работу сжатия и перемещения газа, находящегося в объеме Vh + VM, F" — работу, возвращаемую двигателю газом, расширяющимся из мертвого пространства. Площади F' и F” можно рассматривать как площади диаграмм двух величина LUH которых определяется уравнением (104).
Поэтому, согласно обозначениям фиг. 25, можно написать
теоретических процессов компрессоров,
2
(152)
внутренняя сте-в цилиндре.
Рц1 (уh +
пс— 1
•р
Рц2 где е = —— 4 Рщ пень сжатия газа Обозначим:
Подставляя в скобки, получим
Фиг. 25. Схематизированная расчетная индикаторная диаграмма компрессора.
/ »р-1 \
np _ L пр _ J 1 \ 1/>
/ \
ПС I р пс __ 1 )
пс-1 \8ч Ч
уравнение (117) значения Ар и Ас и вынося рц1 и V'e за
Л> =
Пр —
(153)
(154)
LUH — Рц1Ув
*(АС-Ар) + Ар ув
(155)
А
V.
Если в этом уравнении у множителя перед круглыми скобками числитель
V' Vm Ve 1
и знаменатель почленно разделить на Vh и подставить -г- = а и = л0,
*Н
то получим
^ин Рц1Ув
(Ае-Ар) + Ар .
(156)
Аналогично изложенному в § 7, можно получить расчетное уравнение для определения индикаторной мощности в киловаттах
ЛГик= 1,635рч1Ув
Х^(Л,-Л,)+ЛР,
(157)
где рц1 — в кГ/см2, и Va — в м*!мин.
56
Одноступенчатый компрессор
Если пс = пр, то уравнения для работы и мощности примут вид: / п~1 \
Ьин = -^т\РцУегцПс - J , (158)
/ «c-l \
NUH= 1,635 Р^£-\гцПс - J . (159)
••'С - 1
Рассматривая уравнения (157) и (159), можно сделать следующие выводы о величине NUH\
О NUH пропорциональна давлению всасываемого газа и производительности компрессора Ve\
2) так как Ve пропорционально числу оборотов п0, то и NUH также пропорционально и0;
3) NUH зависит от величины ец, причем при возрастании &ц мощность NUH вначале увеличивается и п^сле достижения максимума начинает падать,
а при = 8пр делается равной нулю;
4) при пс = пр~ индикаторная работа, затрачиваемая на сжатие и перемещение 1 м3 сжимаемого газа, не зависит от относительной величины мертвого пространства и от коэффициента Хо. Если пр < пс,. то эта работа возрастает с увеличением значения а и уменьшением Хо и наоборот. Если же пс < пр> то индикаторная работа уменьшается при увеличении относительного мертвого пространства.
Вычисленная по уравнению (157) величина NUHf будет отличаться от NUH, определенной по уравнению (158), однако при бц<6 и а <0,1 разница обычно не превышает 2%. Следо-
Фиг. 26. Кривые удельных расходов мощности в зависимости от степени повышения давления при различных показателях политропы.
вательно, в таких случаях для практических расчетов можно пользоваться уравнением (158). В тех же случаях, когда 8^>6, й>0,1, разница в величинах NUH получается уже заметная, и она будет тем больше, чем больше величины 8^ и я. В таких случаях надо подсчитывать NUH по уравнению (157).
Нафиг. 26 приведены кривые удельных величин (Nuf^yd мощности, затрачиваемой на сжатие 1 м3 всасываемого газа при рц1 == 1 ата и различных величинах пс = пр в зависимости от 8Ц, подсчитанных по уравнению (158). Этими кривыми можно пользоваться для быстрого определения NUHt. так как
ин РирУв ин)уд'
(160)
Пример. Дано pl1fl = 0,9 ата, Ve = 5 м3/мин, ец = 4 и пе == 1,3. Найти Nuft.
Мощность, необходимая для привода компрессора
57
По кривой пс = 1,3 (фиг. 26) находим, что при = 4 величина (NUH)yd = = 2,72 квт/м3. Следовательно,
NUH 0,9-5-2,72 = 12,3 кет.
§ 8. МОЩНОСТЬ, НЕОБХОДИМАЯ ДЛЯ ПРИВОДА КОМПРЕССОРА. МЕХАНИЧЕСКИЙ К- П. Д.
Полная мощность, подводимая к валу компрессора, N должна быть больше NUH на величину ^/необходимую для преодоления трения в звеньях механизма машины, и Nвсп — для привода вспомогательных механизмов, компрессора.
В поршневых компрессорах Nm складывается из Nmt к — мощности трения шеек коленчатого вала в коренных подшипниках, NmtM — мощности трения мотыл'ёвых шеек кривошипов коленчатого вала в подшипниках разъемных головок шатунов, Nm, пал — мощности трения поршневых или крейцкопфных пальцев в подшипниках, Nкр — мощности трения крейцкопфов или ползунов по их направлениям, Nm. пор — мощности трения поршней о стенки цилиндров, Nm% пк — мощности трения поршневых колец о стенки цилиндров, Nm^ с — мощности трения в сальниках штоков (в машинах двустороннего действия).
В компрессорах, имеющих принудительное управление впуском и выпуском газа в виде золотников, добавляется еще мощность на преодоление трения в звеньях механизма этих органов — Мт.зол.
В общем случае
Nm = к + пал + А/т. кр + Nm. пор 4- пк + Nгп.зил. (161)
У поршневых компрессоров могут быть вспомогательные механизмы, получающие движение от коленчатого вала: масляные насосы для смазки механизма движения, потребляющие мощность NM1, масляные насосы (лубрикаторы) для смазки цилиндров компрессоров, мощность которых Nm2. В некоторых компрессорах (например, на транспортных установках) может быть установлен циркуляционный водяной насос для системы охлаждения компрессора (его мощность обозначим NH) и вентилятор для обдува цилиндров, водяных или воздушных холодильников. Потребляемую вентилятором мощность обозначим Ne. Тогда мощность, потребляемая вспомогательными механизмами, в общем случае будет
^п = ^ + ^2 + ^+#в. (162
Полная мощность, которая должна быть подведена к валу компрессора,
N = Nult + Nm+Necn. (163).
В этом уравнении сумма Nufi + = NK представляет собой мощность,
потребляемую собственно компрессором. Отношение NUH к NK называется механическим к. п. д. компрессора и обозначается
Величина характеризует степень совершенства механизма движения компрессора.
Если речь идет о существующем компрессоре, для которого имеются соответствующие данные испытания (NUH и NJ, то величина Nm = NK — — NUH, а ^мех определяется из уравнения (164). Величину мощности.
68
Одноступенчатый компрессор
необходимую на преодоление трения, можно также получить из уравнения (164)
= (165)
В тех случаях, когда данных испытания компрессора нет, но имеются
©се данные о его конструкции и параметры режима, при котором компрессор должен работать, то NUH определяется уравнением (157) или (159),
a Nm—уравнением (161).
Отдельные составляющие правой части уравнения (161) могут быть приближенно вычислены аналитически, методом, изложенным П. Н. Соловьевым [4]. При разработке же проекта нового компрессора не может еще быть исчерпывающих данных для аналитического вычисления Nm. В таких случаях приходится задаваться ориентировочно величиной т]мех на основании анализа данных испытаний существующих компрессоров, более или менее близких по
•Фиг. 27. Диаграмма составляющих общей конструктивным и газодинамическим мощности, потребляемой компрессором. параметрам к проектируемой машине.
Вообще для поршневых компрессоров с хорошим состоянием механизмов при нормальной смазке и полной нагрузке величина г]мех лежит в следующих пределах: т]мех = 0,95 0,8.
Причем большие значения т]мех относятся к компрессорам большой
мощности.
Уравнение (164) можно представить в таком виде:
1 Пмех ~ , Nm
+’ NUH
.Анализ данных испытаний поршневых компрессоров показывает, что для данной машины величина Nm мало зависит от ец. Величина же NUH зависит ют степени сжатия газа в компрессоре. Поэтому, если в первом приближении для данного компрессора при п0 = const величину Nm принять постоянной, то из уравнения (166) следует, что величина зависит от нагрузки компрессора, т. е. от т]жех возрастает с увеличением NUH, и наибольшую величину его компрессор имеет при работе с наибольшей допустимой степенью повышения давления.
Испытание компрессоров с целью выявления степени совершенства работы их механизмов (tj^J надо производить при работе компрессоров с полной нагрузкой.
Для наглядности на фиг. 27 представлена диаграмма общей мощности, потребляемой компрессором, и составляющие этой мощности.
§ 9. КОЭФФИЦИЕНТЫ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
Коэффициент полезного действия характеризует совершенство работы компрессора. За к. п. д. обычно принимают отношение работы (мощности), затрачиваемой на привод идеального эталонного компрессора, к работе (мощности), действительно затрачиваемой на привод машины
П = ^-. (167)
Коэффициенты полезного действия одноступенчатого поршневого компрессора
59
В зависимости от того, какой компрессор принимают за эталонный, различают два к. п. д.: изотермический
= <168)
и адиабатический
__ Ngd
Чад /V
(169)
В первом случае [формула (168)1 в качестве эталона принят компрессор без потерь, в котором происходит изотермический рабочий процесс и который по производительности и степени повышения давления равен рассматриваемому компрессору
NU3 = Plaine.
Во втором случае за эталон принят компрессор с адиабатическим теоретическим процессом той же производительности и степени повышения давления
= * -1/.
Изотермический к. п. д. т]из применяют для оценки совершенства охлаждаемых компрессорных машин. Общий адиабатический к. п. д. т]ад используют для оценки совершенства неохлаждаемых машин.
Выразим т|аз как произведение следующих величин
__ Nиз NUH___Nин Nm /1 улч
Мин Кин + Nm N * U >
Первый сомножитель = r]W3. uti называют изотермическим индикаторным к. п. д. Он учитывает совершенство термодинамического процесса сжатия и влияние газодинамических потерь в машине.
Второй сомножитель является механическим к. п. д. компрессора. Он отражает степень совершенства механизма движения компрессора с точки зрения энергетических затрат.
Третий сомножитель
Nuh-\- Nm _ м Чвсп
(171)
назовем коэффициентом мощности. Он указывает, какая часть всей мощности, подводимой к коленчатому валу двигателя, расходуется на привод непосредственно компрессора.
Следовательно, т]мз равен
Л«з иЛмех^всп* (172)
По аналогии для т]ад имеем
Лад = Лад. игЛнех^всп- (173)
Коэффициент полезного действия компрессорной установки включает в себя в виде сомножителей еще к. п. д. передачи двигателя т]дв
Лаз. уст Лаз- ин^мех^}вспЦпер^\дв9 (174)
Лад. уст Лад- ин^Мех^всгЛгерЧдв' (175)
60
Одноступенчатый компрессор
Величины фактических значений т]й3 для некоторых типов компрессоров приведены в гл. VIII.
В ряде случаев совершенство компрессоров, имеющих одинаковые степени повышения давления, оценивается удельными затратами энергии на сжатие 1 ;и3 газа, приведенного к состоянию во всасывающем патрубке компрессора
4n = п п^.601/ [квт час/м*}• (176)
Величина qN чаще всего применяется для оценки экономичности поршневых компрессоров на заводских и шахтных компрессорных станциях, на которых давления нагнетания примерно равны.
Для подобных компрессоров нормы расхода электроэнергии даны в гл. VIII.
§ 10. ТЕМПЕРАТУРА НАГНЕТАЕМОГО ГАЗА
Температура газа в конце процесса сжатия в рабочей полости компрессора имеет большое практическое значение. Знание этой температуры необходимо для установления допустимой величины степени повышения давления, выбора типа смазки цилиндров и расчета холодильника.
Для определения температуры нагнетаемого газа можно воспользоваться зависимостями политропического процесса с постоянным показателем политропы nt
1 п.—\
nt-\
—-— -Г / \ пг
. (177)
Величина показателя политропы nt должна быть отличной от пс. .Если протечки в процессе сжатия отсутствуют, то величина nt должна быть несколько меньше пс. Однако протечки снижают величину пс, поэтому для действительного процесса можно считать nt % пс.
Из уравнения (177) следует, что Гц2 будет возрастать с увеличением значений Ть 8Ч, nt и уменьшением коэффициента подогрева газа в процессе всасывания
Для обеспечения безопасной работы воздушных компрессоров необходимо, чтобы Тц2 было меньше температуры вспышки масла Тв.м, применяемого для смазки в цилиндрах компрессора, на величину Д/
T2don<Te.M-bt. (178)
В зависимости от условий работы компрессора величину Д/ можно брать различной. При сжатии воздуха в кратковременно работающих компрессорах можно брать Д/ = 0 20°. При непрерывной и длительной работе
компрессоров, сжимающих воздух до низких и средних давлений, можно брать Д/ = 10 -н 50°.
Из уравнений (177) и (178) получим значение предельно допустимой степени повышения давления в одной ступени
nt
р ____ \Ъп(Тв.м — ДО 1 1 (17Q\
ецдоп— -------7^---- •
Так как величина сама зависит от 8Ц, то практическое вычисление величины 8Ц> доп по уравнению (179) производят методом последовательного приближения.
Характеристики поршневого компрессора
61
Кроме опасности вспышки масла, при недостаточно интенсивном охлаждении стенок рабочей камеры и наличии окисляющей масло среды (например, кислорода в воздухе) окисление и разложение масла может происходить и при температуре ниже Т 2доп, определенной по уравнению (178). В этих случаях Т2доп не должно быть больше 160—170° С. При превышении этой величины может начаться прогрессирующая интенсивность реакций окисления в продуктах отложения из масел с возрастанием температуры их выше Тв. м, вплоть до температуры самовоспламенения этих продуктов. Поэтому ГОСТ 7426—55 на «Компрессоры воздушные поршневые стационарные общего назначения» указываются определенные значения предельной температуры.
°§ 11. ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
Основными характеристиками поршневого компрессора являются следующие:
V1 = Ф1 (8); N = <р2 (8); % - <Рз (е); г)аз = <р4 (е).
Примеры кривых вышеперечисленных характеристик представлены на фиг. 28, 29, 30.
Фиг. 29. Кривая изменения общей мощности, потребляемой компрессором, в зависимости от степени повышения давления.
Фиг. 28. Кривая изменения коэффициента производительности X и производительности V в зависимости от степени повышения ' давления.
- Анализ характеристик поршневого компрессора при постоянном числе оборотов приводит к следующим выводам.
1. Коэффициент производительности уменьшается с увеличением степени повышения давления. Это объясняется тем, что с увеличением 8 уменьшаются ^0,
2. Кривая зависимости общей мощности, потребляемой компрессором, N от 8 имеет максимум.
3. Для одного и того же компрессора, работающего при одних и тех же условиях и одном и том же режиме, всегда т]из < т]^, так как N из < Nad. Поэтому сравнение разных компрессоров должно производиться по одинаковым к. п. д. (r|w3 или т|ад) и при работе машин на одинаковых (или близких) режимах по 8.
Величины r|w3 и т|ад при 8 = 1 равны нулю, они возрастают с увеличением 8 до некоторого предела Слотах и ('Пад)тах, который наступает в различных машинах при различной величине 8 (в пределах 8^ 3 н- 6). При дальнейшем увеличении 8 величины т]из и т]а5 уменьшаются.
Характер изменения величины т]аз в зависимости от 8 следует из уравнения (170), которое можно представить следующим образом:
Т1„3 = -д;--J . (180)
Nин I N т Nвсп
N из N из
62
Одноступенчатый компрессор
При 8 = 1 величина т|из = О, N чина 8 мала, Nин немногим больше N знаменателя близок к единице, тогда как второй член
Фиг. 30. Кривые изменения адиабатического и изотермического к. п. д. в зависимости от
«Я >0, Nm -f- Necn > С. Пока вели-аз, и в уравнении (180) первый член '^вСП во много
мало, a Nm+Necn^>Nиз. При малых 8
величина знаменателя уравнения (180} будет большой главным образом за счет второго слагаемого. По мере увеличения 8 будет увеличиваться NUftt и Nu3f причем NUH будет расти быстрее Afw3, так как 1 (см. фиг. 26), поэтому первый член знаменателя будет увеличиваться. Второй же член будет уменьшаться, так как Nm+Necn меняется мало (в первом приближении Nm + Nern = const). Сумма обоих членов знаменателя будет понижаться при увеличении 8 до некоторой величины 80. При 8=80 величина т|дз будет максимальной. Затем, при дальнейшем увеличении 8 величина NUH становится уже настолько большой, что второй член знаменателя в уравнении (180) становится меньше первого, сумма обоих членов
степени повышения давления. начинает увеличиваться, а вели-
чина т|из — уменьшаться. Очевидно, что чем больше в данной машине величина Nm + Necn, тем при большей величине 8 достигнет максимума т]из, и кривая, изображенная на фиг. 30, будет более полога. При малых же величинах Nm + Necn она будет подниматься круче и r|w3 достигнет наибольшей величины при меньших величинах 8. Характер изменения кривой г]ад = ср (8) аналогичен.
4. При работе с малыми степенями повышения давления поршневые компрессоры являются неэкономичными машинами (малы т]из и т]аа).
5. Наиболее экономично поршневой компрессор может работать лишь в довольно узком диапазоне значений степени повышения давления 8. Поэтому для компрессорных станций надо выбирать такие компрессоры, которые работали бы на ней с полной нагрузкой при наибольшей величине т]дз или т]ад. Выбор или проектирование компрессоров с запасом, приводящим в действительных условиях к работе этих машин с недогрузкой, влечет за собой снижение к. п. д. компрессоров.
ГЛАВА III
МНОГОСТУПЕНЧАТОЕ СЖАТИЕ
§ 12. ПРИЧИНЫ ПЕРЕХОДА К МНОГОСТУПЕНЧАТОМУ СЖАТИЮ
Компрессор называется многоступенчатым, если конечное давление газа в нем достигается путем последовательного сжатия газа в ряде рабочих полостей(ступеней) машины.
Процесс сжатия в многоступенчатом компрессоре состоит из нескольких последовательно происходящих процессов одноступенчатого сжатия, причем после сжатия газа в каждой ступени поршневого компрессора газ охлаждается в холодильнике.
Одноступенчатые компрессоры применяются для сжатия газов до давлений, редко превышающих 6—7 ата. Более высокие давления возможно* получить лишь в многоступенчатых компрессорах по следующим причинам.
1. Повышение степени сжатия вызывает уменьшение коэффициента подачи X одноступенчатого компрессора. При степенях сжатия 8 > гпр, [см. уравнение (151)1 коэффициент подачи и производительность компрессора равны нулю.
2. Процесс сжатия газа в компрессоре происходит политропически с показателем политропы пг> 1. В этом случае при возрастании степени п—1
сжатия увеличивается температура нагнетаемого газа Т2 = 7\s п . Увеличение температуры вызывает ухудшение условий смазки, а при сжатии кислородосодержащих газов, например воздуха, может произойти взрыв паров-масла. В подобных машинах степень сжатия газа ограничена температурой вспышки смазочных масел.
3. Чем больше степень сжатия, тем больше разница между работой, соответствующей идеальному изотермическому процессу, и работой действительного политропического процесса. При увеличении степени сжатия, выше оптимальной падает к. п. д. компрессора и при 8> гпр он делается равным нулю.
4. Поршневые усилия возрастают с увеличением давления нагнетаемого газа. По этой причине чрезмерное увеличение давления, достигаемого в одной ступени, приводит к увеличению громоздкости деталей механизма движения.
Многоступенчатое сжатие позволяет осуществлять промежуточное охлаждение газа между ступенями, что понижает температуры рабочего процесса в компрессоре и повышает экономичность работы машины, приближая процесс сжатия к изотермическому.
Рассмотрим схему многоступенчатого сжатия. Условимся нумеровать ступени римскими цифрами с возрастанием номеров по ходу движения газа. Все параметры, относящиеся к рассматриваемой ступени, будем отмечать индексом, указывающим номер ступени, например Р21 соответствует давлению нагнетания первой ступени.
Многоступенчатое сжатие
Принципиальная схема многоступенчатого сжатия изображена на фиг. 31. По этой схеме в цилиндре первой ступени газ сжимается от давления ри до некоторого промежуточного давления р21. Затем газ проходит через межступенчатый холодильник, где температура его снижается от Т21 до Тш, и направляется в цилиндр второй ступени. Здесь газ сжимается еще до более высокого давления /?2И, затем он проходит последовательно через холодильник второй ступени, и т. д., до тех пор пока не достигнет необходимого
Фиг. 31. Принципиальная схема многоступенчатого сжатия.
конечного давления. Промежуточные давления р2Ь p2II, p2Z выбираются такими, чтобы степени сжатия газа в ступенях 8Ь еп . . . 8Z были близкими к оптимальным, т. е. чтобы к. п. д. ступени был наибольшим.
§ 13. ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ ПРОЦЕСС МНОГОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРА
Теоретический процесс многоступенчатого компрессора состоит из нескольких последовательно происходящих теоретических процессов одноступенчатого сжатия. При этом принимаются следующие допущения:
1) движение газа в межступенчатых коммуникациях происходит без сопротивления, и давление нагнетания предыдущей ступени равняется давлению всасывания последующей p2(z-i) = pif,
2) процесс сжатия в каждой ступени политропический, показатели политроп во всех ступенях равны;
3) охлаждение газа в межступенчатых холодильниках происходит до температуры всасывания его в первую ступень;
4) протекание газа через неплотности отсутствует;
5) трение в механизмах движения отсутствует.
Так как при теоретическом процессе отсутствуют утечки, то весовое количество газа, сжимаемое в каждой ступени, будет одинаково. Минутная производительность компрессора Vm по всасыванию равна производительности первой ступени. Согласно уравнению (94)
Ут = «оУлр
где V'hl — объем, описываемый поршнем первой ступени за один ход.
На фиг. 32 изображены теоретические кривые процессов сжатия газа в одноступенчатом и трехступенчатом компрессорах при равных производительностях машин, начального и конечного давлений и показателей политроп сжатия п (1 < п < k). Здесь кривая 1—а — изотерма, уравнение которой
pV = GR7\,
где Т\—температура газа, всасываемого в первую ступень.
Теоретический процесс многоступенчатого компрессора
65
Кривые 1—2, 7—8, 10—И — политропы с показателем п. Площадь диаграммы, ограниченная линиями 4—1—а—3—4, равна работе сжатия и перемещения газа при изотермическом процессе
L из ~ ^4-1-2-3-4’
Площадь диаграммы, ограниченная линиями 4—1—2—3—4, равна работе сжатия и перемещения газа при одноступенчатом политропическом теоретическом процессе
Фиг. 32. Диаграммы теоретического процесса сжатия трехступенчатого и одноступенчатого компрессора.
Рассмотрим трехступенчатое сжатие газа при теоретическом процессе.
В цилиндр первой ступени засасывается объем газа V'hv изображенный на диаграмме отрезком 4—1. Сжатие газа происходит по политропе 1—5 до давления нагнетания первой ступени р21.
Сжатый газ, объем которого выражается отрезком 5—6, вытесняется в промежуточный холодильник, где охлаждается до температуры 7\ и затем всасывается в цилиндр второй ступени. Объем охлажденного газа уменьшится и будет выражаться отрезком 6—7.
Сжатие газа во второй ступени происходит по политропе 7—8. Из второй ступени газ, объем которого выражается отрезком 8—Р, выталкивается в холодильник второй ступени, где он охлаждается до температуры всасывания в первую ступень. Дальше газ поступает в третью ступень, где сжимается по политропе 10—11 и вытесняется в сеть при давлении р = ркон.
Таким образом, теоретический процесс трехступенчатого сжатия представляет собой три теоретических процесса одноступенчатого сжатия. Работа, затрачиваемая на сжатие и перемещение газа при трехступенчатом сжатии Lj-n-m будет равна сумме работ одноступенчатых теоретических процессов
Л-П-Ш = + Lil + Lili = Р1-6-6-4-1 + Р 7-8-»~6~7 + Р10-11-3-9-10 =
— Р1-5-7- 8-10-11-3-4-1’ (181)
Работа сжатия и перемещения газа при трехступенчатом теоретическом процессе будет меньше работы одноступенчатого сжатия Ьпол
на величину, эквивалентную заштрихованной площади F5_2_n_10__8_7_5.
5 Захаренко и др. 314
66
Многоступенчатое сжатие
Уменьшение работы при трехступенчатом сжатии произошло потому, что газ после каждой ступени охлаждался. Если бы охлаждения не было и газ всасывался в следующую ступень с температурой и объемом, равными» объему и температуре нагнетания предыдущей ступени, то уменьшения в затрате работы не было бы.
Уменьшение затраты работы при теоретическом многоступенчатом компрессоре тем больше, чем ниже температура газа, охлажденного в холодильнике. При обычных температурах каждые 3° охлаждения газа в межступенчатом холодильнике уменьшают примерно на 1 % работу последующей ступени. Это указывает на важность охлаждения газа в межступенчатых холодильниках.
Рассмотрим, как следует распределить давления по ступеням, чтобы при теоретическом многоступенчатом процессе работа компрессора была бы минимальной.
Общая работа теоретического процесса многоступенчатого компрессора будет
/ = 1 . л—1 Л —1
[(^) 1] <182>
где Уц, . V\z и т. д. — объемы газа, всасываемого в соответствую-
щую ступень. Так как при теоретическом рассмотрении процесса компрессор считается абсолютно герметичным и после каждой ступени его предполагается охлаждение газа до начальной температуры Тъ то
PuVi'i = = pinVi'n =..= plzv'l2. (183)
Из уравнения (182) и (183) получим
п —1 п —I Л—1
“+(^) "+••+(£) “ ч- <,84>
Для определения давления р9Ъ при котором величина L будет минимальной, возьмем от уравнения (184) первую производную по p2i — Pm и приравняем ее нулю
п—1 л—1 1 п —1 п—1 ,
дЛ П / П—1 л~ лГ 1 П—1 п п~
= —Рг! --------------------------—Pw Р21 ).
откуда
Pii = Р11Р211 (185)
ИЛИ
£*”=£*1; gj = 8ц. (186)
Для определения рги, при котором L будет минимальной, возьмем от уравнения (184) первую производную и приравняем ее нулю. Проделав все дальнейшие выкладки аналогично предыдущему, получим
Рг11 _ РгШ . /1 gy\
Р1П Р11П ’ ' '
Действительный рабочий процесс многоступенчатого компрессора
67
Так как рЛ = рш и р2П = рии,
P2II = P2III .
Pill P111I ’
е11 —е1И-
(188)
Аналогично .определяются давления и степени повышения давления во всех последующих ступенях. Из вышеизложенного ясно, что общая работа сжатия и перемещения газа минимальна при условии
е1 = еП — 81П —
--8Z
т. е.
вс/n — еоб>
(189)
откуда
4190)
Из уравнений (189) и (190) следует, что при теоретическом процессе многоступенчатого компрессора минимум работы будет затрачиваться при равенстве степеней сжатия газа в ступенях. В этом случае работы сжатия и перемещения газа в каждой ступени будут равны, и уравнение (184) примет вид
п—1
.^zL^-^-pnV'^^-1). (191)
§ 14. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС МНОГОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРА. ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ КОМПРЕССОРА
Действительный рабочий процесс многоступенчатого сжатия состоит из ряда происходящих последовательно действительных процессов одноступенчатого сжатия.
Производительностью многоступенчатого компрессора называют количество газа, подаваемого им в нагнетательный трубопровод за единицу времени. '
При действительном процессе VT производительность компрессора будет меньше, чем при теоретическом Vm. Это уменьшение производительности учитывается коэффициентом подачи компрессора 1, который равен, согласно уравнению (ИЗ),
А
Vm Gm>
где
Ущ — hl*
Объем газа, подаваемого компрессором в нагнетательный трубопровод, будет меньше объема газа, всасываемого в первую ступень компрессора, Vt вследствие конденсации влаги в меж ступенчатых коммуникациях и утечек газа
(192)
где — коэффициент, учитывающий конденсацию влаги; — коэффициент герметичности.
Величина <квЛ определяется уравнением
х = г п Yc. г 4~ Y2 в. п вл Ус. г + №. п Yi
(193)
5*
68
Многоступенчатое сжатие
где ус.г и — удельный вес сухого и влажного газов на всасывании;
ф и ун, п — относительная и предельная влажность всасываемого газа;
у2в.Л — удельный вес водяного пара в нагнетаемом газе, пересчитанный к давлению и температуре на всасывании.
В машинах высокого давления обычно уже после третьей ступени абсолютная влажность таза мала и ею можно пренебречь.
Коэффициент внешней герметичности можно определить по формуле
। &Gc. г _____ । А Ус. г
Glc. г Vic. г
(194)
где Gj с. г — вес сухого газа, всасываемого в минуту в первую сту-
пень;
Vlc. г — минутный объем всасываемого в первую ступень сухого газа, приведенный к условиям во всасываемом патрубке;
AGf. г, Д Vc, г — вес газа и его объем, приведенный к условиям во всасывающем патрубке, вытекающий из компрессора через неплотности за одну мцнуту.
Величины AGC' г и ДУС. г представляют собой сумму протечек газа:
1) через неплотности межступенчатых коммуникаций и приборов, установленных на них;
2) через всасывающие клапаны первой ступени компрессора;
3) через уплотнения поршней ступеней простого действия.
При определении минутного объема газа, всасываемого в первую ступень компрессора Уп, необходимо учитывать, что часть полезного объема цилиндра будет заполнена газом, перетекшим в первую ступень из соседних полостей с более высоким давлением газа. Величина может быть определена уравнением
<195>
где V'hi — объем, описываемый поршнем первой ступени за один оборот; Х01 — объемный коэффициент первой ступени;
— коэффициент давления первой ступени;
— коэффициент подогрева первой ступени;
— коэффициент внутренних утечек в первую ступень.
Величина Ху/п1 определяется уравнением
= 1-----, (196)
где Д Vymi — объем газа, приведенный к давлению и температуре в цилиндре первой ступени в конце процесса всасывания, перетекший в первую ступень из соседних полостей с повышенным давлением за время процессов расширения и всасывания.
Величину составляют потери газа через нагнетательные клапаны
первой ступени и уплотнения поршней соседних ступеней. При исправных нагнетательных клапанах перетеканием газа через них можно пренебречь. Количество газа, перетекающего через уплотнения поршней, можно приближенно подсчитать по уравнениям, приведенным ниже, в гл. VII.
Величину ’кугп} в каждом конкретном случае следует принимать в зависимости от схемы машины.
Например, в компрессоре, имеющем схему, изображенную на фиг. 42, г, ^ymi ~ так как первая ступень не граничит с полостями, имеющими повышенное давление. На фиг. 42, а она граничит со второй, а на фиг. 53, а —
Выбор числа ступеней компрессора
69
с третьей и четвертой ступенями. В этих машинах величина X mI будет примерно 0,97 0,99.
Заменив в уравнении (113) его значением из уравнений (192) и (195) и произведя несложные преобразования, получим
х хо1хэ1х/п1ху?711хгхвл. (197
Первые пять коэффициентов, стоящих в правой части уравнения, зависят от конструкции машины, ее состояния и режима работы. Коэффициент влажности зависит от влажности сжимаемого газа. При определении X часто учитывают влияние внешних потерь газа и внутренних перетеканий одним коэффициентом Хг. п. В этом случае коэффициент подачи равен
X == Хо1Хд1Х/п1Хгл2Х5Л. (198)
§ 15. ВЫБОР ЧИСЛА СТУПЕНЕЙ КОМПРЕССОРА
Индикаторная работа при многоступенчатом сжатии будет равна сумме индикаторных работ ступеней. Анализировать работу многоступенчатого
Фиг. 33. Совмещение диаграммы трехступенчатого компрессора.
компрессора при помощи действительных индикаторных диаграмм отдельных ступеней очень сложно. Для качественной оценки изменения величины LUH в многоступенчатом компрессоре при действительном рабочем процессе учтем влияние сопротивления коммуникаций. Для упрощения анализа будем пренебрегать влиянием мертвых пространств, так как при пс = пр мертвое пространство не влияет на индикаторную работу 1ин.
На фиг. 33 изображены пунктирными линиями диаграммы теоретического процесса трехступенчатого компрессора. Площадь Г5_7_8_10_11__2-5 численно равна уменьшению работы вследствие межступенчатого охлаждения газа.
Сплошными линиями нанесены схематизированные диаграммы действительного процесса.
Давление всасывания в первой ступени при действительном процессе будет ниже теоретического на величину потерь давления Дрп во всасывающем
70
Многоступенчатое сжатие
трубопроводе и клапанах. Давления нагнетания будут выше теоретического на величину потерь давления Др21 в нагнетательных клапанах в холодильнике и в межступенчатых коммуникациях до всасывающего патрубка второй ступени. То же самое будет иметь место и в последующих ступенях.
Площадь индикаторной диаграммы первой ступени при действительном процессе будет больше, чем при теоретическом, на величину заштрихованных площадей. Аналогично произойдет увеличение индикаторных площадей второй и третьей ступеней. Следовательно, суммарная площадь индикаторных диаграмм действительного процесса будет больше, чем при теоретическом. Эта разница будет увеличиваться с увеличением количества ступеней, так как с каждой новой ступенью добавляется сопротивление всасывающих и нагнетательных клапанов межступенчатого холодильника и газовых коммуникаций.
При рассмотрении теоретического процесса установка каждой новой ступени дает выигрыш в индикаторной работе, так как приближает процесс к изотермическому. При этом каждая последующая ступень дает меньший выигрыш, чем предыдущая.
В действительном процессе выигрыш от установки новой ступени будет меньше, чем в теоретическом, на величину сопротивлений клапанов и межступенчатых коммуникаций новой ступени. В действительности, при установке какой-то новой z-й ступени может произойти не уменьшение, а увеличение суммарной индикаторной работы, так как выигрыш от охлаждения окажется меньше увеличения индикаторной работы в связи с газодинамическими сопротивлениями ступени. Каждая новая ступень больше z-й будет уменьшать индикаторный к. п. д. машины.
С увеличением числа ступеней возрастает количество узлов трения в компрессоре. Возрастает количество поршней, поршневых колец, шатунов, сальников и других узлов, в которых необходимо затрачивать добавочную работу на преодоление трения.
Чрезмерное увеличение количества ступеней усложняет конструкцию машины, увеличивает вес, габариты и стоимость ее.
На основании вышеизложенного, при данной общей степени сжатия во6 существует оптимальное количество ступеней, при котором машина получается наиболее рациональной. Следовательно, правильный выбор количества ступеней является важной практической задачей. При определении оптимального количества ступеней следует учитывать не только их влияние на к. п. д., но и ряд эксплуатационных соображений.
Выбор числа ступеней производится следующим образом. Выбирают степень повышения давления в одной ступени — при теоретическом процессе компрессора
8ст = еГ= еП — еШ = . • • — 82.
Выше было показано, что в теоретическом процессе многоступенчатого компрессора при равных степенях сжатия и одинаковых показателях политропы во всех ступенях требуется минимальная работа. Так как в теоретическом процессе компрессора давление всасывания ступени равно давлению нагнетания предыдущей ступени, то при количестве ступеней z получим:
eieuein • • • • ez = еоб>
откуда
г =
(199)
еггп принимается обычно в пределах 2,5 -4- 4 в зависимости от условий работы машины. Чем больше принятая величина е<т, тем меньше число
Распределение давлений по ступеням
71
ступеней при данной 8об. Величину г, полученную по уравнению (199), надо округлить до ближайшего целого числа.
При проектировании компрессоров для транспортных установок (например, для самолетов, автомобилей или кораблей), где главное внимание обращается на сокращение’веса и габаритов машин, а вопросы к. п. д. и долговечности играют второстепенную роль, число ступеней целесообразно выбирать наименьшим. Для таких машин выбирают наибольшую допустимую величину 8rzn и округляют величину г в сторону меньшего целого числа.
Для стационарных установок, в которых компрессоры должны работать непрерывно и длительно, имеет большое значение долговечность компрессоров и их к. п. д. В этих машинах &ст должна быть несколько меньшей и соответственно количество ступеней г большим.
Если начальное давление газа рп % 1 ата, 'то при выборе числа ступеней можно руководствоваться табл. 4, где приведены данные по существующим компрессорам.
Таблица 4
Значения z в существующих компрессорах,- работающих при рх = 1 кГ/см2
^2 Z 5—6 6—30 14—1-50 36—400 150—1000 200—1000 800—1000
Z 1 2 3 4 5 6 7
Рассматривая эту таблицу, видим, что при одной и той же величине р2г компрессоры изготовляются с большим или меньшим количествами ступеней. Это можно объяснить различными эксплуатационными условиями компрессоров.
§ 16. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ДАВЛЕНИЙ ПО СТУПЕНЯМ, ВЫБОР ОТНОСИТЕЛЬНЫХ ВЕЛИЧИН МЕРТВЫХ ПРОСТРАНСТВ И ПОКАЗАТЕЛЕЙ ПОЛИТРОПЫ
В основу распределения давлений между ступенями при действительном процессе целесообразно положить такой закон распределения, который при теоретическом процессе в компрессоре является наивыгоднейшим. В этом Случае затрата общей индикаторной работы в действительном процессе будет весьма близкой к минимуму. Практически это делают в следующем порядке.
1. Выбирают число ступеней компрессора z (см. § 15).
2. Распределяют степени повышения давления по ступеням теоретического процесса компрессора. По заданным рп и p2z находят 8об=='у7"‘ Если заданы рнач и ркон, то рп и p2z устанавливают таким же путем, как и для одноступенчатого компрессора. Затем по уравнению (199) находят степень повышения давления для каждой ступени 8ГОТ.
В некоторых случаях корректируют степень повышения давления в первой, а иногда и в последней ступенях в сторону их снижения. Это делается по следующим причинам. Относительная величина потерь давления в первой ступени ри и Р12 обычно больше, чем в последующих ступенях. Поэтому, если принять 8j = еб7Я, то действительная степень повышения давления с учетом потерь давления 8ц1 получится больше, чем в следующих ступенях. Это приводит к снижению коэффициента производительности % (см. кривую фиг. 28), увеличению диаметра цилиндра первой ступени, веса и габаритов ее. Учитывая все эти обстоятельства, целесообразно степень повышения
72
Многоступенчатое сжатие
давления в первой ступени компрессора при теоретическом процессе принять ниже, чем в остальных, на 5—10%, т. е. принять
ei = (0,9 ч- 0,95) (200)
Тогда, сохраняя одинаковыми степени повышения давления во всех остальных ступенях, получим
8п — 8ш —
(201)
Для последней ступени теоретическая степень повышения давления снижается в тех случаях, когда у компрессора предполагается работа на давление выше расчетного или если при выбранном способе регулирования производительности требуется повышение степени сжатия на последней ступени. В этих случаях для последней ступени в теоретическом процессе компрессора берется
ег = (0,9 ч- 0,75) гст.
При корректировании степени повышения давления для первой и последней ступеней получим для промежуточных ступеней следующее значение:
еп—8ш —
2—2/
==ег-1= у
еоб .
®l-«z *
(202)
Давления по ступеням при теоретическом процессе в компрессоре будут
следующие:
в первой ступени рп;
во второй ступени р1П = p2f, в третьей ступени р1П1 = р2П\
Рн = 81Р11» Р211 = Рш8п = Рп818п‘, P2III = P1II18III — P118I8118 III
И т. д.
3. Находят степени повышения давления по ступеням при действительном процессе в компрессоре в первой ступени рц11 = рп—Дрп; P^2i = Р21 + Дргь
8„i = , где Дрп — потери давления в связи с преодолением сопротивлений
Рцт!
при всасывании такие же, как и в одноступенчатом компрессоре (см. § 6); Др21 — потери давления в связи с преодолением сопротивлений в нагне-
тательных клапанах, в газоходах и холодильнике на пути газа от нагнетательного клапана первой ступени до всасывающего патрубка второй ступени. Приближенно эту величину можно определить так же, как в одноступенчатом компрессоре, однако величину 021 принимают на 0,02—0,03 большей, чем в одноступенчатых машинах, учитывая сопротивление нагнетательных клапанов, межступенчатых трубопроводов и холодильника. Иногда Др21 определяют с помощью следующего эмпирического уравнения:
Др2/= (0,15 —0,2) р^7,
(203)
где p2t- —давление нагнетания рассматриваемой ступени при теоретическом процессе.
Когда компрессор и его межступенчатая аппаратура и газоходы спроектированы, то величина Др2 уточняется. Отклонение уточненной величины Др2 от полученной по уравнению (127) или (203) несколько изменит давления и степени сжатия по ступеням, это должно быть учтено при окончательном расчете компрессора.
Определение мощности привода многоступенчатого компрессора
73
В последующих ступенях действительные давления в цилиндрах определяются так же, как и'в первой ступени, т. е.
Рци — Ри Ьрц*
Рцы = Р21 +
где
^Р11 — $llPu> ^Ры — $2iP2l-\
(204)
В большинстве случаев относительные величины потерь давления 0 снижаются с увеличением порядкового номера ступени, так как уменьшаются скорости в клапанах и коммуникациях компрессора.
Величину 0Z i-й ступени компрессора можно вычислять по формулам
₽и = 0,8^₽1Ь 1 ₽2/==0,8^₽21. )
(205)
При определении p2iiz в последней ступени необходимо учитывать, что потери давления Др2г состоят из потерь давления в нагнетательных клапанах и в нагнетательном патрубке.
В термодинамическом расчете проектируемого многоступенчатого компрессора приходится задаваться ориентировочно величинами относительных мертвых пространств и эквивалентных показателей политроп.
Для первой ступени величина относительного мертвого пространства выбирается так же, как и для одноступенчатого компрессора. С возрастанием порядкового номера ступени обычно величина а возрастает.
Для первой ступени величины эквивалентных показателей политропы выбираются так же, как и в одноступенчатом компрессоре (см. § 6). Показатели политропы следующих ступеней постепенно повышаются от ступени к ступени. Объясняется это тем, что с возрастанием порядкового номера ступени уменьшаются теплопередающие поверхности ступеней, в то время как количество тепла, сообщаемое газу в процессе сжатия, примерно остается неизменным.
Величину показателя политропы можно приближенно вычислять из уравнения
па^пс4- 0,015А или
nct + 0,015 (Z — 1) k.
(206)
§ 17. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ПРИВОДА МНОГОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРА И ОЦЕНКА ЭКОНОМИЧНОСТИ ЕГО РАБОТЫ
Затраты мощности на привод многоступенчатого компрессора определяют с помощью уравнения (163)
N = N 4- N 4- N 2V ин mp “ всп>
где NUH — индикаторная мощность компрессора, представляющая собой сумму индикаторных мощностей ступеней
i—z
NUH = ^Ni(m. (207)
Z=1
74
Многоступенчатое сжатие
Индикаторная мощность ступеней определяется уравнениями, аналогичными уравнениям (157), (159). и (163),
NUK.cm = 1,635p*uVu (Acl — Api) + ,
У~‘ ^«.ст=Ь635рй1^(8ч^-1)
для ступеней низкого давления и
v = ЪбЗбр^/У,/ ГТщ/ (1 + ai) /д л ч ТщАр I п 1 cm [ 273X(rf лр1)1 273 Q1/J
для ступеней высокого давления.
Мощности Nm и Necn определяются с помощью тех же уравнений, как и в одноступенчатой машине (161), (162), (165).
Экономичность многоступенчатых поршневых компрессоров оценивается изотермическим к. п. д.
= (208)
Где
2V„S = 3,76p^,Vxlg^ . Рнач
Изотермический к. п. д. компрессора может быть представлен как произведение следующих коэффициентов:
Nja _______Nuh__Nm+NuH (209)
lus N Nun Ntat + Nm N Пиз.инЧмехЧвса-
Величина т]оз. ан оценивает газодинамическое и термодинамическое совершенство компрессора. Она также зависит от числа ступеней и степени повышения давления в компрессоре. т\мех и !%,„ определяются по тем же уравнениям, что и для одноступенчатого компрессора.
Величины зависят от схемы компрессора, его конструктивных особенностей, режима работы. Его величины при оптимальном режиме работы компрессора будут у вертикальных крупных машин 0,90 -+ 0,93, у горизонтальных машин 0,88 -4- 0,92, у малых высокооборотных компрессоров 0,95 -4- 0,85, у безвальных парокомпрессоров 0,92 4- 0,96. Величина у стационарных машин 0,95 -4- 0,99, у передвижных установок с воздушным охлаждением достигает 0,8.
§ 18. МЕТОД РАСЧЕТА МНОГОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРА С ПОМОЩЬЮ «ПОСТОЯННОЙ КОМПРЕССОРА»
Рассматриваемый ниже метод разработан и применяется конструкторским бюро Сумского машиностроительного завода им. Фрунзе [531. Этот метод основан на допущении постоянства количества газа, проходящего через все ступени данного компрессора. Это значит, что коэффициент герметичности компрессора = 1, а также Кт1, кеЛ = 1. Кроме того, считается, что давление в конце всасывания р'1ц равно среднему давлению всасывания pllt.
Производительность компрессора при этих допущениях определяется первой его ступенью и равна
n0Vfti = V
Метод расчета многоступенчатого компрессора с помощью «постоянной»
75
В соответствии с принятым выше допущением
Весовая производительность компрессора G = Но
Yu
Pii RTa
и
Л ______ Рщ!
Алт —k ----
dl P1I
поэтому
zj _ ^olI
” RTtl
(210)
При отсутствии межступенчатого отбора или подвода газа величина G для всех ступеней будет одинакова. На основании этого для всех ступеней компрессора, сжимающего идеальный газ, можно написать
PmlVftl^ol^ml __ РщцУ/H Aol Amll _ PtfizVtaAoz^ tnz —- (211)
~~ T'lii ~ Тхг ' '
Величина А будет представлять собой постоянную компрессора. Если выразить Vh в м?1мин, р1и в кг/см2, и 7\ в ° К, то размерность величины А л кГ*м3
буДеТ • мин-град
При ЭТОМ
G = [кГ/мин], (212)
= -^1L [м3/мин]. (213)
В практических расчетах часто удобнее бывает пользоваться относительными величинами объемов, описываемых поршнями ступеней. Приняв относительный объем, описываемый поршнем первой ступени, равным ~ Ю00 отвлеченных единиц, получим следующее выражение для постоянной компрессора
£__Ci = (214)
Для любой t-й ступени
q _ q _ ( V(215)
Из уравнений (211) и (214) находим связь между постоянными компрессора при расчетах с абсолютными и относительными величинами объемов, описываемых поршнями ступеней
г _ 1000Д Vm •
Из уравнений (212), (213) и (216) получим
r_ IOCVm R 9
I/ СУмТii 1000p4J •
Из уравнения (215) получим объем, описываемый поршнем ьй ступени в относительных величинах
(219>
(216)
(217)
(218)
76
Многоступенчатое сжатие
Постоянная компрессора С дает возможность весьма просто вычислять, необходимые величины (Vhi)om и Vhi для проектируемого компрессора и, что особенно важно, находить давления газа по ступеням для существующего или заданного компрессора при различных режимах и условиях работы его.
Если по техническому заданию весовая производительность каких-либо ступеней должна отличаться от производительности первой ступени, то при расчетах для этих ступеней величины С должны быть изменены пропорционально производительности. Например, производительность третьей и четвертой ступеней должна быть меньше первой на 30% вследствие отбора газа перед этими ступенями. В этом случае СП1 = CjV = 0,7Сь а значения (?! = Сп остаются без изменения и определяются уравнением (214).
Найдем уравнение, определяющее постоянную компрессора для ступеней высокого и сверхвысокого давлений.
Из уравнения (36) следует, что удельный объем газа, заполняющего i-ю ступень высокого давления при всасывании, будет
Pnpvnp
Vi i —--------,
Qnp Рци
откуда удельный вес этого газа
уи = - = -Рц’Лпр . (220)
Vli QmiPnpVnp
Вес газа, всасываемого в i-ю ступень, будет:
Gi — —
VhiMliPutfQnp
PnpvnpQu,\i
(221)
В случае, если ступени не имеют отбора, весовые производительности их: Gj — Gn = ... = Gz = ... = Gz ~ const. (222)
Подставляя в уравнение (222) значение Gt из (221), после сокращения получим выражения для постоянной компрессора Сг
Сг = Сг1 = СгП = Сг1 = . (223)
Сопоставляя уравнения (223) и (215), видим, что постоянная компрессора для ступеней низкого и среднего давлений (где газ можно считать идеальным) отличается от постоянной ступеней высокого давления. Для расчета всего компрессора, имеющего ступени низкого, среднего и высокого давлений, целесообразно пользоваться одинаковыми уравнениями для всех ступеней.
Поэтому для расчетов ступеней низкого и среднего давлений можно пользоваться уравнениями для ступеней высокого давления, подставляя в них величины Q, определяемые уравнением (31), т. е.
—
273
273 ’
(224)
Согласно уравнению(150),для ступеней высокого давления 10 = 1 —ах
X
XQ24 4 /
Покажем, что подставив в это уравнение величины Q,
Определение давлений газа в ступенях компрессора методом приближения
77
определяемые уравнением (224), можно получить выражение (147) для А.о ступеней низкого давления (идеального газа). Если 7\ц определять по пока-"р-1
зателю политропы расширения пр, то T2li= Т 1ц8ч пр . Подставив значение TiUl в уравнение (224), получим
пр~‘
273 следовательно,
Qq2Z ПР~~1
(225)
(226)
Подставив это отношение в уравнение (150), получим
XOt- = 1 —— 1) ’ т. е. уравнение (147).
Следовательно, дЛя вычисления %0 Для ступеней низкого и среднего т •
давлений по уравнению (150) необходимо величину == брать при
§ 19. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДАВЛЕНИЙ ГАЗА В СТУПЕНЯХ КОМПРЕССОРА МЕТОДОМ ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНЫХ ПРИБЛИЖЕНИЙ
Определение давлений в ступенях компрессора имеет весьма большое значение. Расчеты давлений необходимы в следующих случаях:
1) при расчете проектируемого компрессора, когда после уточнения диаметров цилиндров размеры рабочих полостей значительно изменились по сравнению с расчетными;
2) при необходимости изменить рабочие режимы спроектированного или существующего компрессора;
3) при желании использовать имеющиеся конструкции цилиндров компрессора, отличающиеся размерами от расчетных.
Исходными данными для решения поставленной задачи являются следующие величины: объемы, описываемые поршнями ступеней, Vh\ относительные величины мертвых пространств а\ давление газа в конце всасывания в цилиндр первой ступени р1ц1 и давление нагнетания последней ступени p2UlZ\ показатели политроп расширения пр по ступеням; начальные температуры газа перед каждой ступенью Тг или Т]ц; потери давлений между ступенями А/?! и Др2, определяемые коэффициентами Pi и 02 (см. § 4 и 22).
В расчетах по излагаемому методу постоянные компрессора А, С или Сг являются контрольными величинами, указывающими правильно ли определены давления по ступеням.
В качестве первого приближения, давления всасывания в любой i-й ступени (после первой) можно определить по следующему уравнению:
<227>
Величины, полученные при расчете в первом приближении, будем писать с одним штрихом.
78
Многоступенчатое сжатие
Уравнение (227) вытекает из приближенной величины постоянной компрессора A pltiiVhi вместо уравнения (211).
Величины р’2ц по ступеням (кроме последней, где она задана) определяются следующими уравнениями:
«1 = ^-; а, = -**-. (228)
₽ад11 /’чКН!)
В этих уравнениях величины аъ а2. . .а, будем называть коэффициентами межступенчатых потерь давления, которые могут быть выражены через относительные величины потерь давлений и 02
а — =________Ргц1_________________1_________ (2291
1 Р1ЧП Р2Ц| ~ Д₽21 ~ ДР1П j _ ( дРя । дРш \ '
\ Рц21 Рц2\ '
НО
ДР21 = 021р2Ь APlII — PlllPlIb поэтому
др21 •_ figlPsl _ PalPgl _ P~2l (2301
Ргч1 ' P42I P2I + дРг1 1 + P2I *
ДРШ _ PillPiIl _ Р1П(рцг1 —дРг!) „о / j дРа!\ _ Р1П (231 ¥
Рчг! Рчг! P42I РИЦ РиЦ / 1 + Рг1 ' ' '
Из уравнений (229), (230) и (231) получим
<232>
Аналогично получаются уравнения для других величин. В общем случае
= <233>
После определения величин р'2ц определяют для каждой ступени величины е^, X', X' и А' или С; или С'.
Так как расчет приближенный, то величины С (или Л) для различных ступеней не получаются одинаковыми. Отношение Cmin к Стях (из полученных поч ступеням величин) будем обозначать буквой В и называть стелены» точности приближенного расчета, т. е.
jg__Cmin
^max
(234)
При величинах давлений по ступеням, достаточно близких к действительным, для данной машины на данном режиме величина В должна быть близкой к единице (примерно 0,97—0,98).
Если в результате расчета в первом приближении величина В далека, от единицы, то делается расчет со вторым приближением. Величины, полученные в результате расчета со вторым приближением, будем отмечать двум» штрихами.
Со вторым приближением подсчитываются сначала давления всасывания по ступеням (за исключением первой) по следующему уравнению:
Рци =
(235)
Схема расчета многоступенчатого компрессора
7»
Затем подсчитываются все остальные величины, так же как и при рас-чете в первом приближении. Если в результате этого расчета окажется^ С* • 4
что В" = ™— еще мала, то делается расчет в третьем приближении ^тах
(>+?-) <236> и т. д.
§ 20. СХЕМА РАСЧЕТА МНОГОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРА
Исходными материалами для расчета проектируемого компрессора являются следующие данные:
1) сжимаемый газ (его состав), условия работы и особенности эксплуатации компрессора;
2) производительность компрессора Vlf отнесенная к состоянию газа во всасывающем патрубке первой ступени;
3) давление ри и температура /п во всасывающем патрубке первой ступени или рнач и
4) давление газа в нагнетательном патрубке последней ступени р2* или ркон\
5) температура воды tle, поступающей для охлаждения компрессора.
Порядок расчета можно рекомендовать следующий.
1. На основании указаний § 15 и данных о работе компрессора определяют число ступеней компрессора г.
2. На основании анализа схем поршневых компрессоров, изложенного в гл. V, учитывая число ступеней г, выбирают схему компрессора.
3. Определяют степени повышения давления газа по ступеням для теоретического процесса (см. § 16).
4. Определяют ориентировочные средние величины потерь давления по ступеням; потери давления можно определять, используя уравнения (203)> (204), (205).
5. Определяют средние расчетные давления и степени повышения давления газа по ступеням:
Рци = Рн — ^Pib (237)
Pufii = Pzi ^Pti 9 (238)
6. Выбирают величины эквивалентных показателей политроп сжатия и расширения в соответствии с § 16.
7. Выбирают ориентировочные относительные величины мертвых пространств для каждой ступени (см. § 16).
8. Определяют величины коэффициентов и для каждой ступени
<240>
= 1 — 0,01 (еЦ1 — 1); = 1 — 0,01 (вц/—1). (241)
9. Выбирают схему охлаждения компрессора и определяют температуры газа tx и t2 для каждой ступени.
10. Определяют величины Хо для ступеней низкого и среднего давлений по уравнению (146), а для ступеней высокого давления по уравнению (150) с подстановкой в них величин, соответствующих каждой данной ступени.
80
Многоступенчатое сжатие
И. Определяют величины для каждой ступени из следующих соображений.
Так как на данной стадии расчета еще неизвестны диаметры цилиндров по ступеням, а иногда и число оборотов вала, то величины выбираются ориентировочно. Причем для первой ступени = 0,99 4- 0,97. Если следующие ступени отделяются поршневыми кольцами от внешней среды, то в каждой последующей ступени величину следует принимать несколько меньше, чем для предыдущей. Для тех же ступеней, у которых перетекание через поршневые кольца во внешнюю среду невозможно, а возможно лишь в рабочие полости соседних ступеней, величину X, можно принимать равной единице. После определения диаметров цилиндров и числа оборотов вала вычисляются более точно величины X, по уравнению (135) и в случае значительного расхождения их с ранее принятыми величинами (более чем на 10%) делаете0 пересчет всех величин.
12. Определяют величину коэффициента влажности по уравнению (193) или (123).
13. Определяют коэффициенты производительности для каждой ступени с учетом возможных потерь газа во всех последующих ступенях после данной, т. е.
Xj — (^al ‘
= X,dIIXmIIXOII (ХгП • . X2Z),
(^гЛг(Ж) • • •
(242)
14. Определяют величины необходимого общего объема, описываемого поршнем в минуту для каждой ступени. Причем для ступеней низкого и среднего давлений (обычно первые 3—4 ступени) Vh будет
[/ ~ У1Р11Лп .
hii hllPinTtf ’
„ У1Р11Л111
ЛШ М11Р1111Л1
Для ступеней же высокого давления при вычислении Vh надо учесть отклонения в сжимаемости реального газа от идеального.
Производительность по всасыванию i-й ступени высокого давления V1Z, отнесенную к состоянию газа во всасывающем патрубке этой ступени, определяют по формуле
У — QiZ
п Qu Рп ’
(243)
где Рп—давление газа, всасываемого в первую ступень;
Ри — давление газа во всасывающем патрубке i-й ступени;
— характеристический коэффициент при plz и /lz;
би — ТО же при ри и /ц. Если рп < 100 ат, то величина вычисляется по уравнению (34).
Объем, описываемый поршнем i-й ступени, будет
= (244)
Схема расчета многоступенчатого компрессора
81
15. Предварительно выбирают ориентировочную величину средней ско-роста поршня сср == В мелких вертикальных компрессорах, где V± < 0,5м3/мин, сср = 1 4- 2,5 м/сек. У малых и средних вертикальных машин с производительностью = 0,5 4- 50 м*/мин средняя скорость поршня обычно бывает сср % 2,5 4- 4,5 м/сек, а в высокооборотных компрессорах эта величина иногда достигает 5,5—6 м/сек. В компрессорах большей производительности сср обычно 3,5—4,5 м/сек. У горизонтальных машин она достигает 3—5,5 м/сек. В компрессорах, имеющих уплотнения поршней с помощью манжет, сср — 1 4-1,2 м/сек. При выборе величины сср необходимо иметь в виду, что чем больше сср, тем больше будут газодинамические сопротивления клапанов и меньше моторесурс машины. Сравнительно низкие скорости поршня в мелких компрессорах объясняются тем, что при повышении скоростей сср очень сильно возрастут числа оборотов коленчатого вала. При таких п0 резко сокращается долговечность клапанов.
Необходимо заметить общую современную тенденцию как отечественных компрессорных заводов, так и иностранных фирм на увеличение средних скоростей поршня.
• После выбора с определяется в первом приближении рабочая площадь поршня F' каждой ступени
Г Гм .
1 ^сР •
(245)
(246)
16. По величинам F'hX для цилиндра первой ступени определяют внутренний диаметр цилиндра в зависимости от схемы машины. Полученная величина диаметра округляется до ближайшего размера по ГОСТ.
По окончательно выбранной округленной величине £)ц1 подсчитывается действительная общая рабочая площадь поршня первой ступени FnX.
17. Так как при пересчете FnI получается несколько отличной (вследствие округлений Оц1)от полученной ранее величины, то, если не сделать повторного пересчета, производительность компрессора может несколько отличаться от заданной. Чтобы сохранить заданную производительность, следует уточнить величину средней скорости поршня сср в соответствии с действительными размерами.
18. Определяют ход поршня sn. В многоступенчатом компрессоре ходы поршня во всех ступенях берутся одинаковыми в зависимости от диаметра цилиндра первой ступени
sn ~ snl = snII = • • • = snz ~ (247)
Величина ф5 = зависит от схемы машины. Для вертикальных одностороннего действия бескрейцкопфных машин ф = 0,5 4- 0,8; для вертикальных двойного действия ф = 0,45 4- 0,75; для горизонтальных ф = = 0,6 4- 1,2; для дожимающих компрессоров (когда рг выше атмосферного) величина s определяется по величине первой ступени, которая была бы у этой машины, если бы давление всасывания в ней равнялось атмосферному. Это приводит к уменьшению поршневых сил.
Более низкие величины ф6, для вертикальных машин выбирают с целью снижения высоты машины.
6 Захаренко и др. 314
S2
Многоступенчатое сжатие
19. Определяют необходимое число оборотов коленчатого вала компрессора пр уравнению
пп =---------
0 Snl
(248)
По величинам N и п0 в зависимости от привода выбирается двигатель компрессора. Если двигатель соединен с компрессором непосредственно, без передачи, то иногда приходится несколько изменить принятое значение п0 в соответствии со шкалой чисел оборотов для двигателей. В этом случае уточняют значение хода поршня, стараясь при этом удержать значение % = в конструктивно приемлемых пределах.
20. По уточненной величине cip, полученной в результате пересчета, определяют во втором приближении рабочие площади поршней всех ступеней компрессора, .следующих после первой,
р» — —YjiL-30сср
(249)
По величинам F"ni, . . . , F’'ni , . . . , F"nz для каждой ступени (начиная со второй) определяют внутренние диаметры цилиндров Е>'цП, /Гш, • • • > В'ц£, • • в зависимости от схемы машины. Полученные величины диаметров также округляются до ближайших чисел кратных пяти. По полученным округленным величинам диаметров цилиндров в зависимости от схемы машины подсчитываются уточненные площади поршней -f’niii, • • • , РпЬ • • • > Fnz*
21. Пересчет давлений в ступенях по уточненным площадям поршней и дальнейший расчет компрессора производят так, как в § 18.
§ 21. РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК КОМПРЕССОРОВ
Одна точка характеристики компрессора получается при расчете его на заданный основной режим работы. Для нахождения других точек, необходимых для построения характеристики при n0 = const, рх — const и = const, производят расчет всех параметров для ряда промежуточных величин р2, лежащих между значениями рг и р2, исходя из принятых размеров и числа оборотов компрессора. В результате этих расчетов находят ряд точек характеристики этой машины при выбранных промежуточных величинах р2 (или е). Так как при этих расчетах п0 = const и рг = const, то в первом приближении можно принять Др2 const, р1ц const, = = const, Nm = const, Necn = const. При этом в первом приближении эти величины можно принять такими дсе, как на основном режиме работы компрессора.
Порядок операций приближенного расчета ожидаемых характеристик компрессора представлен на примере в виде табл. 5. В этой таблице рг = 1 ата и р2 = 5 ата на основном режиме. Промежуточные же величины р2 взяты следующими: 2, 3 и 4 (величины первой горизонтальной строки табл. 4).
В табл. 4 последний вертикальный столбец заполняется данными из расчета проектируемого компрессора на основной режим. В данном примере р2 — 5 ата и рг = 1 ата.
Первая строка заполняется величинами конечных давлений, принятых, для промежуточных режимов работы компрессора.
Величины третьей строки Др2 определяются по уравнению (132) для соответствующих величин р2.
Расчет характеристик компрессоров
83
Таблица 5
Пример расчета характеристик одноступенчатого поршневого компрессора
Номер строки Параметры Величина параметра при промежуточных режимах по давлению на нетания ps Величина параметра при основном режиме
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 Конечное давление компрессора р2 Внешние степени сжатия 8 Потери давления Др2 — Р2Р2 Давление в конце сжатия Рцъ — Ра + Ара Внутренние степени сжатия о — — Ц Рщ Показатель политропы сжатия пс Показатель политропы расширения Пр Объемней коэффициент / 1 \ 10 = 1 — Ц е"р — 1 j Температурный коэффициент lm= 1—0,01 (е^ — 1) Коэффициент герметичности 0,41 еч-1 Xg — 1 _ Коэффициент производительности А» ——- Производительность компрессора = ХУд Всасываемый объем газа vec = Ш — 1>635рЦ1Увсп х пс — 1 / пс~‘ \ X ( н квт \8 — 1/ Моб. к = Mi-\- Мт-{- Мвсп Мид. из = 6у75руУг 1g 8 „ Мид, из ^0б-из- Nog. к • Влияние влажности газа в данном п; 1 1 0,06 1.06 1,15 1,4 1,4 0,994 0,999 0,999 0,913 7,74 8,43 1,77 4,37 0 0 эимере I 2 2 0,12 2,12 2,3 1,377 1,365 0,95 0,987 0,995 0,858 7,28 8,06 11,3 13,9 7,56 0,545 ie учтено. 3 3 0,18 3,18 3,46 1,355 1,33 0,907 0,975 0,991 0,806 6,83 7,69 16,9 19.5 11,25 0,576 4 4 0.24 4,24 4,61 1,333 1,295 0,865 0,964 0,988 0,758 6,43 7,34 20,4 23 13,35 0,58 5 5 0,3 5,3 5,75 1,31 1,26 0,82 0,952 0,985 0,707 6 6,95 22,65 25,25 14,46 0,572
6*
84
Многоступенчатое сжатие
Величины шестой строки можно определить интерполяцией в пределах от пс = k при р2 = 1 до пс при р2 основного режима. При р2 = 1 принимается пс = пк потому, что протечки при этом близки к нулю и t2 газа близко к его t19 так как при этом мало. А при отсутствии теплообмена и протечек пе % пр.
Величины седьмой строки на тех же основаниях находятся аналогично шестой строке в пределах пр = k при р2 = 1 до пр при р2 основного режима.
Величины пятнадцатой строки получаются суммированием соответствующих величин Nt четырнадцатой строки с величинами Nm и Necn9 полученными при расчете компрессора на основной режим. При более точном определении Nm по уравнению (161) для выбранных промежуточных величин р2 в сумму No6.K надо подставить соответственно для каждого режима свои величины Nm. Вычисления остальных строк указаны в самой таблице и пояснений не требуют.
По величинам второй строки и соответствующим величинам 11, 12, 15 и 17-й строк можно построить кривые — характеристики компрессора, аналогичные приведенным на фиг. 28, 29 и 30.
ГЛАВА IV
ДИНАМИКА ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
Совокупность подвижных деталей компрессора — коленчатый вал, шатун, поршень или поршневая группа, шток и крейцкопф (в крейцкопфных машинах) — называют механизмом движения.
По типу механизмов движения компрессоры могут подразделяться на две группы: 1) компрессоры с центральным механизмом и 2) компрессоры со сме-
щенным механизмом.
Центральным механизмом движения является такой, в котором ось ряда * компрессора лежит в плоскости оси вала. Если ось ряда смещена относительно оси вала на некоторое расстояние е, то такой механизм будем называть смещенным или дезаксиальным (фиг. 34). Величина е обычно берется в пределах (0,04 0,3) /?, где — радиус кривошипа.
Смещение центра вала производится в сторону наиболее нагруженной стенки цилиндра.
Дезаксиальные механизмы движения пока не нашли широкого применения в компрессоростроении. Однако в связи с растущей тенденцией к повышению напряженности проектируемых машин бескрейцкопфного типа их использование может быть целесообразным в некоторых специальных случаях (высокооборотные вертикальные и угловые компрессоры с тронковыми поршнями).
Благодаря особенностям кинематики дезаксиального механизма может быть обеспечено некоторое уравнивание боковых нагрузок на стенки цилиндров, передаваемых поршнями, и соответственно более равномерное их изнашивание.
Смещение оси ряда в дезаксиальной схеме дает возможность несколько
увеличить объем всасывания за счет большего хода поршня при прочих равных условиях. При этом увеличение хода поршня AS пропорционально
к
[93], где к =-ь-. На фиг. 34 представлены к
величине
схемы центрального (штриховые линии) и смещенного (сплошные линии) механизмов движения. Здесь графически показано, что при одинаковых
противодействующих силах рп нормальная составляющая Nc при ходе поршня вверх у смещенного механизма меньше, чем у центрального. При обратном ходе поршня (всасывание) составляющая Ne у дезаксиального механизма больше, чем у центрального. Следовательно, при определенных соотношениях размеров поршней и давлений величины Nc и Ne могут быть близкими.
Подробный анализ кинематики дезаксиальных механизмов дается в курсах теории машин и механизмов и в других источниках [93].
* Рядом компрессора называется совокупность цилиндров, поршни которых приводятся в движение от одного шатуна.
86
Динамика поршневого компрессора
В дальнейшем изложении все зависимости и рекомендации будут относиться к компрессорам только с центральными шатунно-кривошипными механизмами.
Анализ всех сил и моментов, действующих в механизме движения, необходимый для расчета массы маховика и масс противовесов, устанавливае-
Фиг. 34. Изменение нормальных сил при центральном и при смещенном кривошипном механизме.
мых на коленчатом валу, называют динамическим расчетом.
Из динамического расчета должны быть получены диаграммы нагрузок на коленчатый вал и подшипники, по которым производится проверка прочности деталей и амплитуд возможных крутильных колебаний валовой системы.
Кинематика и динамика подвижных деталей рассматриваются при установившемся режиме работы компрессора с постоянным числом оборотов вала, обусловленных проектным заданием. Предполагается, что вращение коленчатого вала происходит с постоянной угловой скоростью со и, следовательно, его угол поворота пропорционален времени.
Поэтому для упрощения расчетных уравнений принято путь, скорость и ускорение деталей, совершающих знакопеременное прямолинейное движение, выражать не в функции времени, а в функ-
ции угла поворота вала.
На механизм движения компрессора во время его'работы действуют следующие силы.
1. Силы, возникающие при возвратно-поступательном движении:
1) силы давления газа на поршень Р -Fn\
2) силы инерции движущихся масс Jn\
3) силы трения, возникающие при этом движении, Тп.
Все эти силы в зависимости от угла поворота вала компрессора меняются
по величине и направлению, хотя линия действия их совпадает с осью.ци-линдра. Условимся силы, направленные в сторону коленчатого вала (сжимающие шток или шатун), считать отрицательными, а силы, направленные в противоположную сторону от коленчатого вала (растягивающие шатун, шток), — положительными.
2. Силы, действующие при вращательном движении:
1) касательные силы Ph возникающие на пальце кривошипа от действия
суммарных сил возвратно-поступательного движения;
2) центробежные силы инерции вращающихся масс J %,
3) силы трения, возникающие у вращающихся деталей механизма компрессора, Тв.
3. Силы тяжести деталей компрессора. Эти силы все время направлены вертикально вниз, для данного компрессора они постоянны по величине и обычно настолько малы в сравнении с другими действующими силами, что ими можно пренебречь. Поэтому в дальнейшем они рассматриваться не будут.
Силы, возникающие при возвратно-поступательном движении
87
§ 22. СИЛЫ, ВОЗНИКАЮЩИЕ ПРИ ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОМ ДВИЖЕНИИ
Силы давления газа
Изменение сил давления газов на рабочую поверхность поршня каждой ступени определяется по индикаторной диаграмме. При динамическом расчете компрессора индикаторная диаграмма строится по данным, полученным из термодинамического расчета.
Существует два метода построения индикаторных диаграмм:
. 1) аналитический;
2) графический.
Первый метод обычно используется для ступеней высокого и сверхвысокого давлений, т. е. в областях, где существенно сказываются особенности сжатия реального газа. Для ступеней низких и средних давлений целесообразно пользоваться графическим методом построения индикаторных диаграмм, так как в этих пределах изменения давления в цилиндре р* газ можно считать идеальным.
Принято величину рц откладывать по оси ординат, а объем цилиндра — по оси абсцисс. Для нахождения сил давления газа на поршень целесообразно откладывать по оси ординат произведение рцРп = Р, где Fn — площадь поршня. Произведение p«Fn можно рассматривать как величину рц в соответствующем масштабе. Указанная рекомендация удобна тем, что при построении индикаторных диаграмм многоступенчатого компрессора можно пользоваться одинаковыми масштабами для всех ступеней. Произведение рцРп = Р для различных ступеней получается близким, так как с увеличением порядкового номера ступени давления рц растут, а величина Fn уменьшается.
Изложим сначала аналитический метод построения индикаторных диаграмм для ступеней низких и средних давлений (для которых газ можно считать идеальным).
Исходными данными для построения расчетной индикаторной диаграммы ступени являются:
1) среднее давление всасывания рц1;
2) среднее давление нагнетания
3) относительная величина мертвого пространства а\
4) объем, описываемый поршнем за один ход, Vh\
5) площадь поршня Fn.
Выберем координатные оси, как это представлено на фиг. 35. По оси абсцисс отложим в некотором масштабе объемы мертвого пространства VM = aVh и описываемого поршнем Vh. По оси ординат отложим в масштабе величину рц^Рп, которая будет являться ординатой линии всасывания (на фиг. 35 линия Г—1) и величину pt^Fn, которая будет являться ординатой линии нагнетания (на фиг. 35 линия 2—3').
Точка 1 на фиг. 35, имеющая абсциссу VM + Vh и ординату p^F^ соответствует концу всасывания и началу сжатия. Точка 3 с абсциссой, равной VMf и с ординатой Рц^п характеризует конец нагнетания и начало расширения.
Чтобы на диаграмме провести линию сжатия, надо нанести ряд точек у между точками 1 и 2. Координаты этих точек можно найти следующим образом.
Если предположить, что процесс сжатия протекает с показателем политропы пс = const, то на основании уравнения процесса и с учетом обозначений фиг. 35 можно написать
p^ + v^pfr
88
Динамика поршневого компрессора
откуда
, _(1+а)Ун у 1 •
(250)
Задаваясь рядом величин Ру (между Рц1 и Рц2), по уравнению (250) определяют соответствующие величины Vy. По полученным величинам Vy и PyFn на диаграмму фиг. 35 наносят точки. Соединяя эти точки плавной кривой, получим линию сжатия. Пересечение ее с продолжением линии 3—3' дает точку 2 — конец сжатия и начало нагнетания.
Фиг. 35. Построение индикаторных диаграмм аналитическим способом.
Таким же образом строят и линию расширения. Задаваясь- величинами давлений Р от Рх — Рц2 ДО Рх = Рц1, с помощью уравнения, аналогичного (250), находят'абсциссы ряда точек х:
пр
(251)
где пр — показатель политропы расширения.
Если соединить плавными кривыми точки на участках 1—2 и 3—4, а точки 4—1 и 2—3 прямыми линиями, то получим расчетную индикаторную диаграмму для данной ступени компрессора.
Рассмотрим графический метод построения индикаторной диаграммы. Сущность графического метода заключается в следующем: возьмем координатные оси Р и V. Под произвольным острым углом а к оси абсцисс из начала координатных осей проведем вспомогательный луч ОА, как это представлено на фиг. 36. К оси ординат проводится второй вспомогательный луч ОВ под углом Р, зависящим от величины Да и показателя политропы процесса п (сжатия — расширения). По координатам и нанесем точку 1 (фиг. 36). Из точки 1 опустим перпендикуляр 1—а на ось абсцисс. Из точки а проведем линию ab под углом 45° к оси абсцисс до пересечения с вспомогательным лучом ОА.
Из точки b восстановим перпендикуляр be'. Затем из точки 1 проведем горизонталь до пересечения с вспомогательным лучом ОБ в точке е. Из
Силы, возникающие при возвратно-поступательном движении
89
точки е под углом 45° к линии 1—е проведем прямую до пересечения с осью ординат в точке т. Из точки т проведем горизонталь тт'. Пересечение этой горизонтали с вертикалью Ьс' дает точку 2. Пусть точка 2 характеризует новое состояние газа с давлением р2 и объемом V2> Процесс перехода газа из состояния, соответствующего точке /, в состояние, характеризуемое точкой 2, происходит с показателем политропы п = const. Найдем, какова
должна быть при этом величина L Р.
Из Л ЬОс и Л Ьса (см. фиг. 36) следует
tga = ^^, (252) в
у 2
откуда
tga+l=-^-. (253)
Из A eOd и A dme следует tgp = -£iz^_ (254) ,
Pl
или
tgP + l=-g-. (255)
Согласно же уравнению про- фиг. зб к построению индикаторных диаграмм Цесса графическим способом.
P1W = дЛ,
откуда
Pi = (Vi\n
Р! \ v J •
(256)
На основании уравнений (253), (255) и (256) получим
tgp = (tga + 1)«- 1. (257)
Уравнением (257) и устанавливается необходимая связь между углами a и Р и показателем политропы п.
Графическое построение индикаторной диаграммы производится следующим образом. Берут координатные оси pFn и V (фиг. 37), устанавливают масштабы координат, наносят исходные точки 1 и 3 и линии 1—Г и 3—3' (по данным термодинамического расчета). Построения производятся аналогично фиг. 36. Выбирают величину Дав пределах 10 н- 20°. Причем, чем меньше будет величина / а, тем больше получится точек при графическом построении линий сжатия и расширения. По величинам показателей политроп сжатия п и расширения пр и угла а с помощью уравнения (257) находят / Рг и / Рр, определяющие положение вспомогательных лучей ОВр и ОВе. Луч ОВр необходим для построения линии расширения, а луч ОВС — для линии сжатия.
Из исходной точки 1 опускают перпендикуляр на ось абсцисс и из точки пересечения а проводят прямую под углом 45° до пересечения с лучом ОА, проведенным под углом а из начала координат. Из точки пересечения Ь проводится линия Ьс', перпендикулярная оси абсцисс. 3-атем из точки 1 проводится горизонталь до пересечения с вспомогательным лучом ОВС. Из точки пересечения Г под углом 45° к линии Г — 1 проводят линию
90
Динамика поршневого компрессора
до пересечения с осью ординат, и из полученной при этом точки пересечения проводят горизонталь до пересечения с линией Ьс' в точке 2'. Эта точка и является точкой линии сжатия. Точка 2' рассматривается как исходная для нахождения точки 2" на линии сжатия и т. д. Полученный ряд точек (/, 2', 2" и т. д.) соединяют плавной кривой, пересечение которой с линией 3—3' дает точку 2 — конец сжатия и начало нагнетания.
Для построения линии расширения исходной точкой является точка 3. Из этой точки опускают перпендикуляр до пересечения с лучом ОА. Из точки пересечения проводят линию под углом 45° до встречи с осью абсцисс, а из найденной точки с восставляют перпендикуляр к оси абсцисс cd'. Затем
из точки 3 проводят горизонталь до пересечения с осью ординат. Из точки пересечения проводят прямую под углом 45° к оси ординат до пересечения с лучом ОВр. Полученная точка проектируется на вертикаль cd'. В результате, находится точка 5', которая принадлежит линии расширения и рассматривается как исходная для нахождения следующих точек. Полученный ряд точек соединяют плавной кривой, пересечение которой с линией 1—Г дает точку 4 — конец расширения и начало всасывания. Линия 4—1 является линией всасывания, а линия 2—3—линией нагнетания расчет-
расчетных индикаторных диаграмм.
ной индикаторной диаграммы.
Построение индикаторных диаграмм для ступеней высокого и сверхвысокого давлений производится также аналитическим или графическим методом. Построение индикаторных диаграмм аналитическим методом (фиг. 35) производится с учетом отклонений сжимаемости реального газа, что дает отличие лишь в вычислении величин Vy и Ух. Выведем уравнения
для вычисления этих величин.
Если pUfl и Vi — давление и объем газа в начале сжатия в данной ступени, а и V2—те же параметры в конце сжатия, то на основании уравнения (36) получим
PmVrQz Рц2*О1.
(258)
Задаваясь величинами ру и согласно обозначениям фиг. 35 и уравнению (258), получим
у Pin (1 ~Ь а) VhQy .
у PyQi ’
у _ a’^hPindx х PxQi
(259)
(260)
Входящий в уравнение (259) коэффициент вычисляется при и рц1 для данной ступени, a Q, при ру и ty где "с-1 273 + f 1 / р„ \ пв t = / 1 — —273.
7 \ Рщ /
^261)
Силы, возникающие при возвратно-поступательном движении
91
Входящий в уравнение (260) коэффициент q2 берется при t2 и рч2 данной ступени, a — при tx и рх, где
tx = 273 ---273. (262)
\Рх/
При графическом методе построения индикаторных диаграмм согласно фиг. 37 для ступеней высоких и сверхвысоких давлений отличие заключается лишь в вычислении величины угла 0.
Для учета отклонений реального газа от идеального в ступенях высокого и сверхвысокого давлений кривые сжатия и расширения заменим кривыми, подчиняющимися уравнению pVn = const так, чтобы эти заменяющие кривые проходили через начальную и конечные точки процессов, т. е.
РЦ1У} = Р^2, (263)
откуда
4y2=4vi. - <2б4>
Из уравнения же (33) получим
~ — p0V0 = const. (265)
На основании уравнения (265) можно написать
p»iV?. = Р^'У.А (266)
Q2 Qi ' ’
Деля почленно уравнение (266) на уравнение (264), получим п~‘ л-1
„ П п п . v „ п— 1
= -^— ИЛИ = 8 л , (267)
Q2 Qi ' Рц1 / Qi
откуда
]ge4 —IgQs+lgQi ' ( ’
При графическом методе построения индикаторных диаграмм для ступе-ней высокого давления можно принять пр = пс. Тогда величина / 0 определяется уравнением (257), в которое надо подставить величину п, определяемую уравнением (268). Коэффициенты Qx и q2 в уравнении (268) вычисляются соответственно при рц1, и при рц2, t2 для данной ступени.
В остальном построение индикаторных диаграмм как аналитическим, так и графическим методами для ступеней высокого и сверхвысокого давлений ничем не отличается от построения для ступеней низкого и среднего давлений, рассмотренного выше.
Развертка построенных одним из вышеуказанных способов индикаторных диаграмм по углу поворота вала (или хода поршня) дает кривую изменения поршневых сил, возникающих от давления газа.
92
Динамика поршневого компрессора
Силы инерции при возвратно-поступательном движении
Для определения сил инерции подвижных элементов механизма движения компрессора необходимо знать характер изменения их ускорения и массы движущихся частей.
Массы поршня или поршневой группы; штока, крейцкопфа совершают возвратно-поступательное движение. Шатун совершает сложное плоскопараллельное движение, которое можно рассматривать как результат сложения двух движений:
1) возвратно-поступательного движения шатуна вместе с поршневой группой;
2) вращательного движения шатуна вокруг оси пальца поршня или крейцкопфа.
Определение ускорений и сил инерции массы шатуна на основе точного анализа этих движений значительно усложняет расчет [92]. Поэтому в большинстве случаев применяют приближенный метод учета сил инерции шатуна, искусственно разбивая его массу тш на две части. При этом допускается, что одна часть массы /nw2 сосредоточена на оси поршневого пальца или крейцкопфа, а другая — тш1 на оси шатунной шейки вала.
Такая замена массы шатуна системой двух статически замещающих масс возможна тогда, когда соблюдаются два основных условия:
1) масса шатуна должна быть равна сумме приведенных масс
= тш1 + тш2, (269)
2) центр тяжести этих масс должен совпадать с центром тяжести шатуна
тш2-1 — тш1 (Ьш — Z) = 0, (270)
где — расстояние между центрами головок шатуна;
Z — расстояние от центра тяжести шатуна до центра малой головки;
I
Из уравнений (269) и (270)
= — тш1 = тш~тш-^~ = тш (1 — . (271)
Для большинства применяемых конструкций шатунов соотношения масс могут быть приняты следующими:
тш2 = (0,2 ч- 0,3) тш;
тШ1 = (0,7 ч- 0,8) тш.
При исследовании сил инерции масс, движущихся возвратно-поступательно, считают, что последние сосредоточены в центре поршневого (крейцкопфного) пальца. Общая сумма этих масс равна
2/7^5 тпОр 4- тшт 4* Мкр 4"
где тпОр, тшт, ткр — массы комплекта поршня или поршневой группы, штока, крейцкопфа и ползуна, соответственно.
Силы, возникающие при возвратно-поступательном движении
93
Из теории машин и механизмов известно, что при средней угловой скорости со = const путь, пройденный поршнем от наружной мертвой точки при повороте вала компрессора на / а, можно вычислить по уравнению
Sx — R (1 4- ^-sin2 а —cos а) ,
(272)
1 .
• 5 ’
где % = -----берется в пределах yg
R — радиус кривошипа.
Мгновенная скорость поршня Сх первая производная от Sx по времени О.
Имея в виду, что а = шФ, получим
Сх = = R-(o (sin а +
+ sin 2а). (273)
Производная от Сх по О дает мгновенное ускорение поршня: А» = ^= Я®2(cosa+ Xmcos2a). (274)
Величина силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс равна
Jn = = 2/nJ?<o2 cos a +
+ 2/п5/?(1)2Л.ш cos 2a = Jni+JnH. (275)
В уравнении (275) член Jnl — = 2/ns7?(o2 cos a представляет собой силу инерции 1-го порядка. Полный период ее изменения равен времени оборота вала компрессора. Член Jм = cos 2a представляет
Полный период ее изменения равен изменения Jn, а также Jni и Jnll за выми на фиг. 38.
определяется из уравнения (272) как
Фиг. 38. Кривые сил инерции при возвратно-поступательном движении.
собой силу инерции 2-го порядка, времени полуоборота вала. Закон один оборот вала представлен кри-
Из уравнения (275) и фиг. 38 видно, что сила Jnl в пределах изменения / a Он-90° и 270 -4- 360° всегда имеет положительный знак, а для углов a в пределах 90 -4- 270° — отрицательный.
Сила J„n в областях изменения / a 0 -4-45°, 135 -4- 225° и 315 -4- 360° имеет положительное значение, а для углов а в пределах 45 -4- 135° и 225 -4-4- 315° — отрицательное.
Максимальная величина суммарной силы Jn совпадает с максимумом jx. Причем, при > -у- сила инерции возвратно-движущихся масс будет
иметь второй максимум в области отрицательных значений jx. Соответственно этому кривая Jп будет иметь вид, подобный штриховой кривой, показанной на фиг. 38 и 39.
94
Динамика поршневого компрессора
Силы трения
К этой группе сил относятся силы трения поршней и поршневых колец о стенки цилиндров; крейцкопфов и ползунов о направляющие и силы трения штоков в сальниках (если они имеются). Эти силы переменны по величине. Но так как в сравнении с поршневыми силами и силами инерции они малы и изменение их по величине за один оборот сравнительно небольшое,
то при расчетах их можно принимать как средние постоянные (для данной машины при данном режиме работы ее) силы Тп. Равнодействующая Тп на протяжении времени одного хода поршня направлена по оси цилиндра в сторону, противоположную движению, и, следовательно, меняет свой знак: при ходе поршня к валу она имеет положительное значение, при ходе его от вала—она отрицательна.
Среднюю величину Тп можно определить по мощности, затрачиваемой на преодоление трения при возвратно-поступательном движении
Nmnoc~Nтп + Nтпк Л/тс, (277)
где Nmn, NmnK и Nmc — силы трения поршня, поршневых колец и штока в сальнике, соответственно.
Величина ТпОс определяется как
р __ 60 * 102» пос 3060/Vтпос &р (278)
п 2Sn*n0 Sn*n0 * '
где Sn — полный ход поршня.
Коэффициент 3060 — 4р -60 -102.
Вычисление величины Nmnoc см. в гл. X. Приближенно величину Тп можно вычислить с помощью индикаторной мощности и механического к. п. д. т]мех компрессора. При этом предполагается, что 60—70% от общей мощности, затрачиваемой компрессором на преодоление сил трения, расходуется при возвратно-поступательном движении. Тогда
Т. = (0,6 0,7) 60-102 = (1840ч-2140) к[\ (279)
" V ' Пмех8пП0 v '
В уравнениях (278) и (279) NmnOc и Nt берутся в кет, Sn в м, п0 в об/мин.
Коэффициент 1840 ч- 2140 = (°>6 °’7) -60-102.
Линия изменения ТпОс за один оборот вала представлена на фиг. 39.
Диаграмма суммарных поршневых сил
При возвратно-поступательном движении все рассмотренные выше силы действуют одновременно, и их равнодействующую, направленную вдоль оси ряда, можно рассматривать как сумму сил, приложенную в одной точке
Силы, возникающие при возвратно-поступательном движении
95
Фиг. 40. Графическое построение перемещения поршня по методу Ф. Брикса.
(в центре пальца крейцкопфа или поршня). Кривую, выражающую зависимость изменения равнодействующей по углу поворота вала, будем называть диаграммой суммарных поршневых сил ряда.
Ввиду различного характера этих диаграмм для каждого ряда, в многорядном компрессоре диаграммы суммарных поршневых сил строятся для каждого ряда отдельно.
По оси ординат диаграммы откладываются силы, а по оси абсцисс — углы поворота вала компрессора или соответствующие им доли хода поршня.
На диаграмме поршневых сил наносятся в одинаковом масштабе кривые изменения сил Jn>PtvFn= Рп и Тп за ОДИН оборот вала. Здесь также должны быть учтены силы от давления газов на поршни уравнительных полостей, а для компрессоров простого действия— силы, равные pKFn, где рк— среднее давление газов в полости картера.
Эти силы изображаются горизонтальными прямыми, идущими параллельно оси абсцисс.
Алгебраическая сумма этих ординат дает их равнодействую-щую Рп = Jn + p„Fn + Тп, со-ответствующую данному углу поворота вала, а огибающая кривая будет соответствовать суммарной кривой поршневых сил. Знаки величин сил, а следовательно, и направления ор
динат остаются теми, какие были приняты в начале настоящей главы.
Силы газа на индикаторной диаграмме даются в функции объема. На диаграмме поршневых сил они должны наноситься по углу поворота вала. Для этого необходимо сделать разметку углов поворота на оси V индикаторной диаграммы. Эту разметку можно сделать вычислением а по формуле (272). Для графического перестроения индикаторной диаграммы р* = / (Vh) в развернутую диаграмму сил газа по углу поворота вала р* — f (а) можно воспользоваться методом Ф. Брикса.
Под индикаторной диаграммой данной ступени (фиг. 40) (в координатах PuFnt Vh) проводят полуокружность радиусом, равным -у или (в масштабе этой диаграммы).
При бесконечной длине шатуна проекция конца радиуса Оа, проведенного из центра О и наклоненного к оси абсцисс под углом а, отметит на этой оси величину перемещения поршня (или величину объема цилиндра), соответствующую повороту вала на угол а. Однако вследствие конечной длины шатуна действительные изменения V или S будут несколько иными.
При повороте вала на 90° разница достигает величины
AS — S90® — Sgo° me op = R ( 1 Ч-g" — R = == ,
где Sgo® — ход поршня с конечной длиной шатуна;
S900 meop — ход поршня при бесконечной длине шатуна.
96
Динамика поршневого компрессора
Поэтому для получения более точных результатов на линии АВ (фиг. 40) намечают точку О', смещенную от центра в сторону коленчатого вала на расстояние AS (в масштабе построенной индикаторной диаграммы).
Точка О' служит полюсом для радиуса-вектора О'а', который проводится параллельно вектору Оа, под тем же углом а к оси абсцисс.
Проекция точки а' на ось абсцисс указывает действительное положение поршня Sa, а следовательно, и действительный объем цилиндра с учетом конечной длины шатуна, соответствующие повороту вала на / а.
Разделив полуокружность на равное число частей с интервалом в 15 или 30°, производят такие же геометрические построения для определения остальных текущих координат S и V.
Количество кривых на диаграмме поршневых сил и их характер зависят от схемы компрессора.
На фиг. 39 представлена диаграмма поршневых сил для одного ряда вертикального двухступенчатого компрессора двухстороннего действия, выполненного по схеме фиг. 52, а.
Из диаграммы видно, что при работе компрессора на холостом ходу наибольшие усилия, растягивающие (или сжимающие) шток и нагружающие шатун, коленчатый вал и подшипники, будут действовать в момент, когда поршень находится в мертвых точках, и они будут равны Jnfnax + Тп. Кривая суммарных сил Рп характеризует закономерность изменения сил, нагружающих механизм движения компрессора при различных углах поворота вала.
§ 23. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ ПРИ ВРАЩАТЕЛЬНОМ ДВИЖЕНИИ
Силы, возникающие от действия суммарных поршневых сил
Ординаты суммарной кривой диаграммы (фиг. 39) дают величины равнодействующих сил Рп, направленных по оси цилиндра компрессора и дей-
Фиг. 41. Разложение поршневых сил в шатунно-кривошипном механизме.
ствующих на крейцкопфный (поршневой) палец, а следовательно, и на весь механизм движения компрессора, как это представлено на фиг. 41.
Сила Рп в точке В может быть разложена на две составляющие: на силу NB, нормальную к оси цилиндра, и на силу Рш, нагружающую шатун. Сила NB в крейцкопфной машине прижимает крейцкопф к параллелям, а в бескрейцкопфной — поршень к стенке цилиндра.
Сила Рш, действуя вдоль оси шатуна, нагружает палец кривошипа или мотылевую шейку коленчатого вала (на фиг. 41 в точке С) и, в свою очередь, разлагается на нормальную составляющую к оси вала Ne и касательную составляющую Pt. Сила Nc через коленчатый вал передается на его коренные подшипники, которые и должны быть рассчитаны на воспринятие этой нагрузки.
Силы, действующие при вращательном движении
Силы, возникающие при вращательном движении от суммарной силы Рп, могут быть вычислены аналитически в зависимости от угла поворота вала компрессора разложением Рп согласно фиг. 41:
(28»)
Ns = P„4f; (281)
pt = —р) ; <282)
г cos р ' 7
Nc = Pmcos (а + Р) = РпС<^ар+Р) • (283)
Произведение касательной силы на радиус кривошипа дает противодействующий момент:
Ме = Pft. (284)
Изменения функций Р; sin ; CQS в зависимости от X и a r cos р ’ cos p
могут быть найдены в справочниках, либо могут быть вычислены аналитическим путем.
Разложение сил Рп можно произвести графически. Для этого в некотором масштабе строят кинематические схемы шатунно-кривошипного механизма компрессора при различных углах поворота вала. Окружность, описываемая пальцем кривошипа (радиусом /?), делится на равные части (например, на 24). Каждой полученной точке на окружности соответствует определенный угол поворота вала (ax, а2, а3 и т. д.). Для каждого угла поворота строится схема механизма движения в соответствующем ему положении.
На оси ВО (фиг. 42) откладывают отрезок ВД, представляющий собой в масштабе величину Рп, взятую из диаграммы поршневых сил (фиг. 39) при соответствующем угле поворота вала. Из конца вектора Рп (на фиг. 42 из точки Д) восставляют перпендикуляр до пересечения с линией шатуна ВС в точке Z. Отрезок BZ представляет собой в масштабе силу Рш, а отрезок — силу Ne.
На продолжении линии ОС (направление радиуса кривошипа) из точки С откладывается величина вектора Рп — отрезок СЕ. Из конца вектора (из точки Е) опускается перпендикуляр к линии ВО до пересечения с линией шатуна ВС в точке /С.
7 Захаренко и др. 314
9в
Динамика поршневого компрессора
Если из точки Е восставить перпендикуляр к линии ВС, то получится треугольник КЕМ с углом при вершине Е равным / 0. В треугольнике К ЕС сторона КЕ представляет составляющую Pt в выбранном масштабе сил.
Пользуясь законом синусов, можно написать
КЕ ЕС
sin (а + 0) sin (90° — 0)
ИЛИ
КЕ = ЕС
sin (а + 0) COS0
Ранее было принято, что СЕ = Р„, следовательно,
КЕ = Р„ Sin^tP) = Pt-п cos р 1
Проделав указанные построения для других положений механизма (углов поворота вала), найдем соответствующие величины Рш, Ne, Pt, Nc и Л1 и построим кривые изменения этих величин.
Центробежные силы
Коленчатый вал поршневого компрессора с кривошипами и всеми закрепленными на нем деталями имеет вращательное движение. Неуравновешенные
массы, приведенные к оси кривошипа, обозначим mR. При вращении указанных масс относительно оси вала возникают неуравновешенные центробежные силы инерции, которые будут действовать в направлении радиуса кривошипа. Величина этих сил будет
JR = mR- (285)
где
mR = + tnKi + тш1. (286)
Здесь тк1 — масса шейки кривошипа щек коленчатого вала (на фиг. 43 эта часть заштрихована наклонными линиями);
Диаграмма тангенциальных сил и расчет маховика
99
/ик2 — масса средней части щек (заштрихована в клетку) с расстоянием q от центра тяжести этой массы до оси вращения;
тш1 — масса головки шатуна и части его тела, приведенная к центру кривошипной шейки.
Приведение неуравновешенных вращающихся масс осуществляется при условии равенства центробежных сил действительной и приведенной масс. Силы инерции JR уравновешиваются противовесами, устанавливаемыми на щеках коленчатого вала (подробнее см. § 25).
Силы трения
К этой группе сил относятся силы трения шеек коленчатого вала в коренных и мотылевых подшипниках и силы трения крейцкопфного или поршневого пальца в подшипниках. Средняя величина этих сил Тв за оборот может быть определена по мощности, затрачиваемой на преодоление трения при вращательном движении, При данном режиме работы компрессора
силы трения вращения Тв можно считать постоянными по величине и направлению:
т = 3060в (287)
Nm.e = Nт к + Nтм 4- N т_ паЛ, (288)
где Nm. к, Nm, м, Nm_ пал — силы трения в коренных, мотылевых цапфах и в цапфе поршневого или крейцкопфного пальца соответственно (подробнее см. гл. X).
Другим способом величину Тв (так же как и Тя) можно вычислить с помощью величин NUH и г|хгх, полагая, что из общей мощности, затрачиваемой компрессором на преодоление сил трения, 30—40% идет на преодоление силы Тв. Тогда
р _ (920 -г- 1220) (1 Т)л<еж) ^ин (289)
где коэффициенты 3060 = 102 -30;
(920 ч- 1220) = 102-30 (0,3 -ь 0,4).
§ 24. ДИАГРАММА ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ СИЛ И РАСЧЕТ МАХОВИКА
Масса маховика, обеспечивающая вращение вала компрессора с допустимой степенью неравномерности, определяется диаграммой тангенциальных сил. Эта диаграмма стррится в координатах Р(, а. На оси абсцисс наносят углы поворота вала, а на оси ординат — силы Pf. Соединив концы векторов Р( плавной кривой, получаем кривую изменения тангенциальных сил за один оборот вала.
Для удобства расчета целесообразно длину диаграммы принять кратной 360*. При построении учитывается сила трения вращательного движения, которая также является тангенциальной силой. Для расчетного режима работы компрессора величина Тв может быть принята постоянной. Так как сила Тв относится ко всему компрессору, то учет ее влияния производится смещением оси абсцисс вниз на величину вектора силы Тв.
Силы Р( и Тв, приложенные к пальцу кривошипа на радиусе R, образуют противодействующий вращению вала момент (момент сопротивления) Мс = (Pt + Т„) R. Следовательно, кривая тангенциальных сил
7*
100
Динамика поршневого компрессора
одновременно будет являться (в соответствующем масштабе) и кривой моментов, противодействующих вращению вала.
Для многорядных компрессоров кривые изменения Pt строятся для каждого ряда отдельно (если ряды неодинаковы) со смещением их друг относительно друга в соответствии с величиной угла между кривошипами. Суммируя ординаты полученных кривых Pt для различных рядов и учитывая Тв, получим результирующую кривую сил ^Pt + Тв для многорядного компрессора (фиг. 44), которую часто называют суммарной кривой тангенциальных сил.
Фиг. 44. Диаграмма тангенциальных сил компрессора.
При различном расположении кривошипов характер суммарной тангенциальной кривой будет, меняться.
Наивыгоднейшего расположения кривошипов друг относительно друга можно достигнуть лишь после суммирования кривых Pt отдельных рядов при различных комбинациях их размещения.
Момент средней тангенциальной силы можно рассматривать как средний вращающий момент Мд двигателя, постоянный на протяжении одного оборота вала. Величина этого момента равна произведению среднего тангенциального усилия за оборот Ptcp на радиус кривошипа У?, т. е.
^=Ptep-^ (290)
Среднее же тангенциальное усилие Ptcp определяется по диаграмме суммарных тангенциальных сил одним из следующих способов. Планиметром измеряется площадь на диаграмме кривой SP, + Тв, ограниченная этой кривой и осью абсцисс, (в си2). Причем от площади, лежащей в положительной области (выше оси абсцисс), отнимается площадь, лежащая в отрицательной области (если таковая имеется). Полученная разность (алгебраическая сумма) площадей делится на длину диаграммы (в см), т. е. на абсциссу 0—360°. Частное от деления дает ординату прямой Р(ср(всм), которая и наносится на диаграмму. Этот способ определения Р(ср является наиболее точным.
Другой способ заключается в следующем. Ось абсцисс диаграммы делится на равное число отрезков (например, на 24). Из конца каждого отрезка про-водятся ординаты до пересечения с кривой + Тв. Если алгебраическую Сумму этих ординат разделить на их количество, то приближенно получится
Диаграмма тангенциальных сил и расчет маховика
101
величина средней ординаты, которая в масштабе и будет выражать величину Ptcj).
Ординаты кривой ^Pt + Тв можно рассматривать как моменты сопротивления Мс в определенном масштабе. Ординату прямой Ptcp можно рассматривать как средний крутящий момент двигателя Мд. Так как по оси абсцисс тангенциальной диаграммы отложены углы поворота вала (а = соО), которые можно рассматривать как время в некотором масштабе, то площадь диаграммы тангенциальных сил, очевидно, соответствует количеству механической работы, потребляемой компрессором за один оборот вала.
Между прямой Pt(p и кривой 2Pf + Тв образуются площадки /2, и т. д. (на фиг. 44 заштрихованы). Условимся величины площадок, лежащих под прямой, соответствующей ординате Pfep. считать отрицательными, а величины площадей, лежащих над этой прямой, — положительными. Если величина Ptcp найдена верно, то алгебраическая сумма величин всех площадок должна равняться нулю. Кроме того, поскольку величина Ptcp определяет в некотором масштабе мощность, потребляемую компрессором, NK, то должно иметь место следующее равенство:
Д7 __ РfcpP^-^Q NUH к~ 30-102 т\мех
где NUH — индикаторная мощность, полученная при термодинамическом расчете компрессора.
На диаграмме суммарных тангенциальных сил (фиг. 44)* площадки, лежащие под линией среднего тангенциального усилия, выражают собой в масштабе избыток энергии, который дает двигатель, в сравнении с количеством энергии, необходимой в этот период компрессору (ордината Ptcp на этих участках больше ординат кривой + TJ. Площадки же, лежащие над этой линией, выражают собой недостаток энергии, даваемой двигателем в данный период, в сравнении с количеством энергии, необходимой компрессору. Если на валу компрессора имеется маховик или какие-либо другие вращающиеся массы, то в период, когда двигатель дает больше энергии, чем необходимо компрессору, угловая скорость вращающихся масс несколько увеличивается, происходит накопление ими (аккумуляция) кинетической энергии за счет избыточной энергии двигателя. В период же, когда компрес* сору требуется энергии больше, чем ему дает двигатель (кривая ^Pt + Тв идет выше прямой Ptc^, накопившаяся избыточная кинетическая энергия вращающихся масс покрывает недостаток энергии, подводимой двигателем, но угловая скорость вала компрессора при этом несколько уменьшается. Следовательно,во время работы компрессора всегда происходит, в определенной мере, колебание величины угловой скорости вала. Назначение маховика заключается в том, чтобы, аккумулируя или отдавая энергию, удерживать колебание угловой скорости вала компрессора и двигателя в пределах заданной степени неравномерности, допустимой для данного двигателя.
Вращающиеся массы элементов коленчатого вала имеют сравнительно малый момент инерции, поэтому изменение кинетической энергии этих масс обычно не учитывается. Считается, что допустимая разность максимальной и минимальной величин энергии должна обеспечиваться только маховиком.
В случае однорядного компрессора наибольшая площадка между линиями 2Pt + Тв и Ptcp на диаграмме тангенциальных сил будет представлять в масштабе ту величину энергии, на которую должен быть рассчитан маховик. В случае же двухрядных и многорядных компрессоров маховик можно рассчитывать по наибольшей площадке результирующей кривой 2Pf + Тв.
Обозначим:
D — диаметр окружности, проходящей через центр тяжести сечения обода маховика, м;
102
Динамика поршневого компрессора
Jт — момент инерции массы вращающегося маховика, приведенной к диаметру Dcp, кГм -сек2}
G — вес обода маховика, кГ;
б — допустимая степень неравномерности угловой скорости вала компрессора.
Для вычисления необходимой избыточной энергии маховика по результирующей площадке необходимо первоначально определить масштаб
щадей
пло-
__ кГм
тпл тдлтс см2 чертежа ’
где тдл = ----масштаб длины
генциальной граммы (I—длина диаграммы), * те — масштаб кГ см чертежа При максимальной разности гии, передаваемой двигателем и ходимой компрессору, выражающейся площадкой fpe3, изменение кинетической энергии маховика в течение оборота будет равно
2 2
^fpe, = J* <Oma\<Omln =Jm 4 ~ + “"”»)• <292>
Маховики компрессоров выполняются обычно в виде диска с ободом прямоугольного сечения (фиг. 45).
Момент инерции маховика JM «в основном определяется величиной J массы его обода. В соответствии с обозначениями на фиг. 45 можно написать, что
тан-
диа-
’ см чертежа ’ i сил,
энер-необ-
dm==-^~ 2nrbo6dr,
где g — ускорение силы тяжести, м/сек2\ у — удельный вес материала, кПм3.
Момент инерции цилиндрического элемента обода будет
dJM = r2dtn = 2л r3bo6dr.
Величина J м всего обода будет равна
гн
J м = 2лбоб J
гв
* лЬобу f 4 4\
= —2£-(гн — г«)-
Заменив
П - П = (Гк + Гв) (Гн + U ('« - reY
где гн — гв = ho6 и приняв Гя^~— = гср,а также + г2в^ 2ГсР, получим приближенно
о з Y а й ____ 6&ср _ GDcp
2^гСр^Ьоб^б = 4g = 40
Диаграмма тангенциальных сил и расчет маховика
103
Здесь Dep = 2гср, м.
Зная, что
„ __ ®тах 4* ®min _ ЛЛф , « _ G>max <0min
СР~ 2 “ 30 ’ <оср
и подставляя эти величины и Jm в уравнение (292), после преобразований получим необходимый маховой момент:
GD2c0 36 000 Отял;/рез 3600 , (293)
«qSji2 njj6
<Где тпл fpe3 кГм/сек и п0 об/мин.
Основные размеры маховика 6об, Лоб, Dip определяются конструктивно; при Этом по уравнению (294) проверяется величина 6, которая должна быть в пределах допустимых значений. Остальные элементы (ступица, толщина диска, шпоночный паз) проектируются в соответствии с рекомендациями Курса деталей машин и проверяются на прочность.
Как уже упоминалось, у компрессоров с несколькими рядами углы смещения кривошипов друг относительно друга выбираются так, чтобы результирующая площадка на диаграмме тангенциальных сил получилась наименьшей и величина GD2 была также минимальной.
Обычно для двухрядных компрессоров одностороннего действия это достигается при смещении кривошипов на 130°, У двухрядных машин двухстороннего действия наиболее благоприятным оказывается смещение кривошипов на 90 или 120°. У трехрядных машин наиболее выгодным является смещение кривошипов на 120° и т. д. Окончательный выбор наивыгоднейшего угла смещения кривошипов может быть сделан лишь при суммировании тангенциальных сил отдельных рядов при различных углах смещения кривошипов, с учетом углов развала между рядами в компрессорах углового типа.
При эксплуатации поршневых компрессоров предусматривается регулирование производительности без изменения чисел оборотов (например, дросселированием, частичным отжимом всасывающих клапанов, присоединением дополнительных мертвых пространств и т. д.). При таком регулировании изменяются индикаторные диаграммы компрессора. В этих случаях необходимо дополнительно строить диаграммы тангенциальных сил и для нерасчетного режима работы компрессора. Наиболее благоприятный угол смещения кривошипов и необходимая расчетная величина ?рез определяется после анализа диаграмм при полной и сокращенной производительности компрессора.
В тех случаях, когда компрессор приводится в движение поршневым двигателем, жестко соединенным с валом компрессора, изменение энергии, передаваемой двигателем на вал компрессора, определяется тангенциальной .диаграммой двигателя. В этом случае строят совмещенные тангенциальные .диаграммы двигателя и компрессора. По полученным площадкам между кривыми ZPt + Тв компрессора и двигателя определяется наиболее благоприятный угол смещения кривошипов компрессора и двигателя.
В тех случаях, когда поршни двигателя и компрессора располагаются на одном общем штоке (в одном ряду), энергия двигателя передается компрессору непосредственно по штоку. Суммирование сил двигателя и компрессора в этом случае производится на диаграмме суммарных поршневых сил, которая строится обычным путем. Кривошипный механизм такого компрессора служит лишь для передачи избыточной энергии от двигателя к маховику и от маховика к двигателю. Поэтому на тангенциальной диаграмме для данного случая должно быть Ptcp = Tt.
104
Динамика поршневого компрессора
Степень неравномерности угловой скорости 6 выбирается в зависимости от привода компрессора. При ременной или клиноременной передаче можно принять 6 = ± +
Для привода компрессора от асинхронного электродвигателя через эластичную муфту степень неравномерности принимается б = --L- . Для привода от синхронного электродвигателя, насаженного на вал компрессора, ориентировочно задают ~ 266 • Более же точно маховой момент определяется специальным расчетом по допустимой величине пульсации потребляемого тока [94].
Если уравнение (293) решить относительно б, то получим
б = 3600 ..т"л^3 . (294)
Из этого уравнения следует, что при заданных размерах маховика величина 6 будет меняться обратно пропорционально квадрату чисел оборотов вала. Следовательно, у многооборотных компрессоров GD2cp будет меньшим, чем у компрессора с небольшим числом оборотов вала.
В случае регулирования производительности компрессора уменьшением чисел оборотов в двигателе внутреннего сгорания, паровой машине и пр., после расчета маховика на номинальное число оборотов надо проверить величину S при минимальных оборотах. При регулировании величина 6 будет наибольшей при п0 = По min- При этом она не должна превышать 1 1 8 ’ 10 ’
§ 25. УРАВНОВЕШИВАНИЕ СИЛ ИНЕРЦИИ Действующие силы и моменты
Силы от давления газа Р с одной стороны действуют на крышку цилиндра, а с другой — на поршень и через него на шатунно-кривошипный механизм компрессора и подшипники. Таким образом, эти две равные, но противоположно направленные силы замыкаются внутри компрессора.
Неуравновешенные силы инерции внутри компрессора не замыкаются и действуют на него как внешние силы, возбуждая вибрации и качания машины.
Как указывалось выше, силу Рп можно разложить на силы Рш и Сила Рш действует на палец кривошипа и создает момент Мк = Рш-И (фиг. 46). Приложим к центру коленчатого вала О две противоположные силы, равные и параллельные Рш. В результате получим пару с таким же моментом Мк и силу Рш, воспринимаемую подшипниками вала.
Разложим силу Рш на две составляющие, идущие по направлению оси цилиндра и перпендикулярному ей направлению. Нетрудно убедиться, что первая сила будет равна Рп, а вторая NB. Сила NB на плече А дает опрокидывающий момент, численно равный Мк, но противоположный по направлению. В процессе работы компрессора момент Мк через анкерные болты передается на фундамент.
Величина Мк = Рш -h может быть выражена так:
Рш -h = Рп# Sin^^P) = Pt# = ~Мд, (295)
где Рш -h является противодействующим моментом. Двигатель компрессора создает крутящий момент Мд = PtcpR, противоположный по знаку величине Мк. Одновременно с этим в статоре двигателя возникает реактивный
Уравновешивание сил инерции
105
момент, воздействующий на фундамент. Так как в действительности вал компрессора вращается неравномерно (со периодически в пределах каждого оборота изменяется на величину, определяемую степенью неравномерности б), то возникает момент касательных сил инерции вращающихся масс (главным образом маховика). Обычно двигатель и компрессор монтируются на одном фундаменте. Поэтому моменты Мк и Мд взаимно уравновешиваются, а на фундамент будет действовать только реактивный момент от касательных сил инерции: (
Фиг. 46. Силы и моменты, действующие в вертикальном одноступенчатом компрессоре.
Мк — Мд = —/8, (296)
где J—момент инерции вращающихся масс (в большинстве случаев его можно приближенно принять равным моменту инерции маховика);
8 — угловое ускорение коленчатого вала.
Момент /8 меняется по величине и знаку так же, как и площадки между кривой 2Р,+ + Тв и Ptcp (фиг. 44) на протяжении каждого оборота вала.
Станина компрессора . во время его работы находится под действием двух противоположно направленных сил. Одна из них Р ± ТП9 действующая на цилиндр, приложена в месте крепления его к станине, другая сила — Рп приложена к подшипникам коленчатого вала. Алгебраическая разность этих сил равна силе инерции возвратно-движущихся частей Рп—P+Tn=Jn. В том случае, когда силы инерции Jn неуравновешенна они действуют на фундамент компрессора.
У вертикальных компрессоров эти силы будут периодически прижимать машину к фундаменту и отрывать ее от фундамента
в течение каждого оборота. У горизонтальных компрессоров эти силы будут создавать в течение каждого оборота переменный момент, стремящийся опрокинуть машину.
Равнодействующая неуравновешенных сил инерции вращающихся масс на валу компрессора будет действовать по радиусу, вращающемуся вместе с валом. Поскольку направление ее действия меняется циклично с числом оборотов, эта сила будет расшатывать компрессор на фундаменте.
Таким образом, во время работы компрессора действуют следующие силы и моменты: сила давления газа Р и суммарные поршневые силы Рп> направленные по оси цилиндра; центробежные силы инерции направленные по радиусу кривошипа; опрокидывающий момент компрессора NeA = —Мк) направленный в сторону вращения вала; момент Мк = P^h, препятствующий вращению вала. На фундамент, помимо веса компрессора и двигателя, через опоры компрессора передаются неуравновешенные силы инерции Jnn JR и реактивный момент касательных сил инерции — J&.
Периодический характер указанных сил и моментов вызывает вибрацию фундамента. При совпадении периода собственных колебаний фундамента с периодом изменения сил инерции могут иметь место явления резонанса, при которых амплитуды колебаний возрастают до опасных величин.
106
Динамика поршневого компрессора
Уменьшение вибраций машин может быть достигнуто двумя способами:
1) сооружением массивных фундаментов, что значительно удорожает установку и вызывает дополнительный расход мощности на колебания фундаментов;
2) уравновешиванием сил инерции.
Силы инерции являются свободными относительно машины силами, поэтому уравновесить их можно только другими силами инерции, изменяющимися по такому же закону, как и уравновешиваемые (с таким же периодом и амплитудой колебаний), но с противоположным направлением.
Машина считается уравновешенной, если равнодействующая сил, передаваемых на фундамент при установившемся режиме работы, постоянна по величине и направлению.
Уравновешивание вращательно-движущихся масс
Различают статическое и динамическое уравновешивание центробежных сил валовой системы, достигаемое установкой противовесов.
Фиг. 47.'Схемы уравновешивания валовой системы: а—дина-мически неуравновешенная система; б— система, имеющая статическую и динамическую уравновешенность; в— уравновешенный двухколенный вал.
Статически уравновешенной системой называется такая, у которой центр тяжести лежит на оси вращения (ось вала). Статическое уравновешивание не исключает появления сил, воздействующих на опоры вала (фиг. 47, а). Поэтому при уравновешивании центробежных сил инерции вращающихся масс должно быть выполнено и динамическое уравновешивание. Для этого необходимо соблюсти обязательное условие — равенство нулю результирующего момента Мj центробежных сил инерции относительно любой точки вала.
Рассмотрим схему, изображенную на фиг. 47, б. Статическое и динамическое уравновешивания рассматриваемой системы могут быть осуществлены при соблюдении следующих условий.
Уравновешивание сил инерции
107
Первое условие — статическая уравновешенность, определяющаяся равенством
—mRR<i>* + тпрЯ1пр<л2 + /пг„р/?„р<ва = 0
ИЛИ
—mRR + mlnpRnp + m2npJ?np = 0.
Это условие соответствует следующему положению: равнодействующая центробежных сил инерции противовесов и центробежная сила масс, приведенных к оси колена вала, должны быть равны и противоположны по направлению.
Второе условие — динамическая уравновешенность, соответствующая равенству
—tnlnpRnpa(o2 + mtopRnpbto* = 0,, отсюда
—т1пр -а + т2прЬ = 0.
Пользуясь равенствами, удовлетворяющими первому и второму условиям, можно определить массу противовесов тпр.
Выбор мест установки противовесов, их формы, размеров и величин радиусов Rnp определяется конструктивными соображениями.
В однорядном компрессоре, как уже упоминалось в § 23, неуравновешенные массы mR, определяемые уравнением (286), вызывают центробежные силы инерции JR, велйчина которых находится из уравнения (285). Эти силы легко могут быть полностью уравновешены двумя равными противовесами, закрепленными на щеках колена со стороны, противоположной кривошипной шейке, как указано штриховой линией на фиг. 43. В соответствии с принятыми обозначениями можно написать
Ъгппр-Япр-®2 = mRRe>\ откуда
1 р
тпР — mR • (297)
Уравнением (297) и будет определяться необходимая величина массы противовесов, имеющих центр тяжести с радиусом вращения Rnp, чтобы полностью уравновесить действие силы JR.
На фиг. 47, в показана схема двухколенного вала, центробежные силы JR которого самоуравновешиваются. Однако эти силы дают неуравновешенный момент 7ла. Для противодействия этому моменту подвешивают противовесы, как показано на фигг. 47, в, что создает равный, но направленный в обратную сторону момент Jnpb. На основании равенства этих моментов можно определить необходимую массу противовесов
Jnp-b = JR-a или mnpRnp= mRRa>2a.
Следовательно,
_ а тпр ~ тн кпр ‘ ь '
В многорядных компрессорах, имеющих вал с несколькими коленами, смещенными друг относительно друга, JR отдельных колен могут взаимно уравновешиваться и без противовесов.
Если силы JR отдельных колен взаимно не уравновешиваются, необходимо определить общую равнодействующую сил JR отдельных колен и на
108
Динамика поршневого компрессора
величину этой равнодействующей рассчитывать массу противовесов аналогично тому, как это изложено выше для однорядной машины.
Таким образом, силы инерции, возникающие от вращающихся масс, и их моменты (в некоторых схемах машин) могут быть полностью уравновешены противовесами на коленчатом валу. В дальнейшем будет рассматриваться возможность уравновешивания сил инерции масс, движущихся возвратно-поступательно.
Уравновешивание сил инерции масс, движущихся возвратно-поступательно
Для полного уравновешивания сил инерции и моментов масс т3, движущихся возвратно-поступательно, необходимо было бы создать в компрессоре специальный механизм, движущий соответствующие уравновешивающие массы в противоположных направлениях.
Но такое устройство значительно усложнило бы машину, поэтому оно не могло найти применения.
В однорядном компрессоре силы инерции 2-го порядка /пП обычно не уравновешиваются. Частично можно уравновесить только силы инерции 1-го порядка Jnl дополнительными противовесами, помещенными на концах щек, противоположных кривошипной шейке вала. При этом, когда поршень будет находиться в наружной или внутренней мертвых точках, центробежные силы инерции противовеса будут направлены в сторону, противоположную силам инерции поступательного движения и, следовательно, будут уравновешивать их. При всех других положениях поршня (например, при повороте вала на 90°) силы инерции Jnh по-прежнему будут действовать вдоль оси цилиндра компрессора, хотя их величина и будет меньшей, тогда как Jnp будут действовать под углом, равным углу поворота вала, и будут являться неуравновешенными силами, вызывающими колебания машин. Дополнительными противовесами обычно в таких машинах уравновешивается только-^- JnI. При этом, когда вал повернется на 90 или на 270°, величина Jnl = 0, но при этих углах поворота в горизонтальной плоскости будет действовать от дополнительных противовесов сила Jnp = == которая сама будет неуравновешена. При таком частичном уравновешивании однорядной машины амплитуда колебаний неуравновешенных сил уменьшается в два раза.
Дополнительные противовесы обычно выполняются заодно с противовесами, необходимыми для уравновешивания силы JR.
В двухрядных горизонтальных машинах при смещении кривошипов на 180° (фиг. 48, а) и при равных симметрично движущихся массах в обоих рядах силы инерции Jnl и JnII полностью уравновешиваются, но остается неуравновешенным их момент, максимальная величина которого равна
= Jn-b = m$R .G)2 (1 + XJ Ь. (298)
В машинах, выполненных по схеме фиг. 48, б и имеющих по рядам равные массы ms, силы JnI взаимно уравновешиваются. Силы инерции JnU остаются неуравновешенными, и максимальная величина их будет
= (299)
Максимальный неуравновешенный момент от сил Jni будет
мнеур = msR<02b. (300)
При прочих равных условиях неуравновешенный момент от силы Jnl у машины, выполненной по схеме фиг. 48, а, будет меньше, чем у машины
Уравновешивание сил инерции
109
Фиг.
48. Схемы действия сил инерции Jnj и Jnu в двухрядных компрессорах.
и остаются свободными.
по схеме фиг. 48, б, так как в последнем случае плечо сил b всегда будет больше, чем в первом, вследствие одностороннего размещения цилиндров относительно линии коленчатого вала. Неуравновешенные моменты сил Мн„ур в указанных схемах в значительной мере (до 50%) могут быть уменьшены силами инерции дополнительных противовесов Jnp> закрепленных на концах, противоположных шейке коленчатого вала, как это указано на фиг. 48.
В многорядных компрессорах аналогичной конструкции взаимное уравновешивание сил инерции может быть достигнуто путем рациональной компоновки рядов.
Рассмотрим схему двухрядного компрессора с параллельными осями цилиндров, установленных с одной стороны вала (фиг. 49, а); колена расположены под углом 90°. Максимальные силы инерции будут в 1-м ряду Jni = m$R(a2 И /Пп — msR<a2KM-, во 2-м ряду Jni = 0 и Ли = —т^(о2кш.
Неуравновешенные силы инерции в такой схеме равны Jnl. Эти силы частично могут быть уравновешены дополнительными противовесами. Силы же инерции 2-го порядка и йх момент не уравновешиваются
Таким образом, в двухрядйых компрессорах с углом между кривошипами 90° нельзя достигнуть хорошего уравновешивания сил инерции. В этом отношении лучшей будет схема с углом между кривошипами в 180°. Однако диаграмма тангенциальных сил в компрессорах двойного действия с углом между кривошипами 90° получает такой характер, который обусловливает при той же степени неравномерности меньший маховой момент, а следовательно, и более легкий маховик. Поэтому схема со смещением кривошипов на 90° применяется для крупных компрессоров с малым числом оборотов. Для многооборотных машин более целесообразной является схема с кривошипами, смещенными на 180°.
На фиг. 49, б показан трехколенный вал компрессора с параллельными осями цилиндров и односторонним их расположением относительно оси вала. Колена размещены под углом 120°.
При / а = 0 в 1-м ряду
Jnl = mfi®2 и JnU - msRm2),M.
Одновременно во втором ряду будет
JnI = msR(n2 cos 120° =-nt-Ra2 и Jntt = т^а2Кш cos 240° =
£
=----g- m^co2^.
110
Динамика поршневого компрессора
В третьем ряду
4, = m^®2 cos 240° —-и J„n = 2 cos 480° =-m^®2^.
Суммируя эти силы, при равенстве масс ms во всех трех рядах, получим 2J„i = 0 и 2УпП = 0. Таким образом, в рассматриваемой схеме возможно полностью взаимно уравновесить силы инерции 1-го и 2-го порядков. Сумма же моментов от сил инерции не уравновешивается, возникает продольный свободный момент от сил Jni и Jnn.
В компрессорах производится уравновешивание только момента 1-го порядка. Наиболее целесообразным методом здесь следует считать уравновешивание посредством установки двух противовесов на концах вала (фиг. 49, б).
Величину результирующего момента определим как сумму моментов сил JnI относительно середины третьего колена.
Момент силы Jnl первого колена, равный 2J„i ,а> действует в плоскости этого же колена. Действие силы Jni второго колена создает момент J^'Ci,. действующий в плоскости второго колена. Сумма этих моментов дает результирующий момент [93].
Л4Л= V (2Ja -а)2 + (Jnl -а)2 - 2 (2^.а) (Jnl -a) cos 60° =
= Jni -а/з:
Плоскость действия результирующего момента определяется углом ф (между плоскостью первого колена и плоскостью действия Мд):
sin4> = ?^ = 0,5, sin60° aJn\VZ Z3 У3
Уравновешивание сил инерции
111
откуда
г|) = 30°.
Если в плоскости действия момента МЛ установить два противовеса по концам вала на плече &, то он может быть уравновешен. Массу противовеса можно определить из условия
fnnpRnp^b =
следовательно,
т”-= 1’732ЙЬ-г--
Если в компрессоре, выполненном по схеме фиг. 54, а, массы ms поршневых групп первой ступени равны между собой и сумма их равна массе симметрично движущихся поршней второй ступени, т. е. 2msi — т$а> то достигается полное взаимное уравновешивание сил инерции 1-го и 2-го порядков без применения дополнительных противовесов. Здесь также отсутствует и неуравновешенный момент. Вышеуказанное равенство может быть достигнуто, если поршни первых ступеней изготовить из легких сплавов (например, из силумина), а поршень второй ступени из чугуна.
Хорошее уравновешивание сил инерции в двухрядном компрессоре получается при расположении осей цилиндров под углом 90°. Рассмотрим схему фиг. 49, в. Если в этой схеме массы обоих рядов, движущиеся возвратно-поступательно, равны между собой (что в большинстве конструкций удается осуществить), то при повороте вала на / а, получим для 1-го ряда
Jnl = ms У? со2 cos а и Jnll = cos 2а;
для 2-го ряда
и Jnl = msRa>2 cos (90° — а) = msRa>2 sin а
Jnli — msR<o2Xm cos 2 (90° — a) = —т^<й2кш cos 2а.
Геометрическая сумма этих сил даст равнодействующие
= msR<a2 cos2 а + sin2 а = ms/?<B2 и
5</пц = zns2?co2]/2 cos 2а.
Из уравнения для SJnI следует, что равнодействующая от сил инерции 1-го порядка при равенстве масс по рядам постоянна по величине и направлена по радиусу кривошипа. Следовательно, она легко уравновешивается путем увеличения массы противовесов, устанавливаемых на щеках колена вала для уравновешивания сил JR. Величина добавочной массы противовеса определяется из равенства
2Д/п„р/?„р(о2 = msR со2, откуда добавочная масса противовеса
= TmsR^ ’
Силы инерции 2-го порядка равны по величине и направлены вдоль осей своих цилиндров в противоположные стороны. Величина равнодействующей 2Jnii будет меняться по гармоническому закону.
Угол между осью у (фиг. 49, в) и направлением равнодействующей может иметь лишь два значения: 90 и 270°. Следовательно, равнодействующая
112
Динамика поршневого компрессора
сил JnU всегда расположена горизонтально и может быть уравновешена только с помощью специальных устройств, которые вследствие сложности их выполнения практически не находят применения. Так как в этой схеме цилиндры компрессора расположены в одной плоскости, то продольный свободный момент от неуравновешенных сил Jnll не возникает.
Проанализировав (аналогично вышеизложенному) действия сил инерции 1-го и 2-го порядков Jni и JnU для компрессора, выполненного по любой схеме, можно найти возникающие во время работы машины и по величине и направлению. Анализ покажет, могут ли взаимно уравновешиваться силы инерции и их моменты. Если взаимной уравновешенности нет, то подобным анализом можно установить, какая неуравновешенность будет в машине при данной ее схеме и как и в какой мере она может быть уменьшена противовесами.
Так, например, для трехрядных компрессоров, выполненных по W-образ-ной схеме с углом 60° между осями цилиндров и одним общим кривошипом (фиг. 51, г), анализ дает следующие результаты.
Вертикальные и горизонтальные составляющие 2 Jnl меняются по закону эллипса. Причем малая полуось этого эллипса вертикальна и равна
(24i)min = -₽®2 (0,5/nsI + msll).
Большая полуось горизонтальйа и при одинаковых массах обоих цилиндров первой ступени равна
(S*^/il)tnax “ 2
Полное уравновешивание этих сил может быть достигнуто противовесами только тогда, когда массы, движущиеся возвратно-поступательно, у всех трех рядов будут равны между собой.
Силы инерции 2-го порядка Jnll в рассматриваемой схеме не уравновешиваются. Вектор геометрической суммы этих сил вращается в сторону вращения вала с удвоенной угловой скоростью. Величина его изменяется по закону эллипса, малая полуось которого вертикальна и равна
(24ll)min = (msn — 0,5msi), а большая полуось горизонтальна и равна
(^AiIl)max = ~2
Для компрессоров, выполненных по W-образной схеме с углом 60° между осями цилиндров и с двумя кривошипами, расположенными под углом 180° друг относительно друга (фиг. 42, д), анализ действия сил инерции дает следующие результаты. Если /nsII = 0,5/nsI, то вертикальная составляющая геометрической суммы сил инерции 1-го и 2-го порядков обращается в нуль; здесь msU — масса среднего ряда, msl — масса наклонного ряда. Горизонтальные же их составляющие взаимно не уравновешиваются и остаются свободными так же, как и моменты составляющих сил инерции, действующих в вертикальной плоскости. В этой схеме не достигается полного уравновешивания сил инерции. Однако достоинствами ее являются возможность частичного уравновешивания силы Jnl без дополнительных противовесов и хорошая диаграмма тангенциальных усилий.
В шестирядной машине с параллельными рядами цилиндров, расположенных по одну сторону вала, шестиколенчатый вал может быть выполнен с углами между коленами в 60 или 120°. В обоих случаях, если движущиеся массы по рядам равны между собой, геометрические суммы сил инерции 1-го и 2-го порядков равны нулю, т. е. силы инерции полностью взаимно уравновешиваются. Причем / 60° дает лучшую диаграмму тангенциальных усилий.
ГЛАВА V
СХЕМЫ И ПРИВОД ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
§ 26. ОБЩИЕ СООБРАЖЕНИЯ ПО ВЫБОРУ СХЕМЫ КОМПРЕССОРА
Схема компрессора представляет собой основу, на базе которой производится компоновка элементов компрессора. Она определяет в общих чертах особенности конструкции компрессора.
Схема компрессора характеризуется следующими элементами: 1) числом ступеней, 2) расположением осей цилиндров, 3) числом рядов и величиной углов смещения кривошипов отдельных рядов, 4) распределением ступеней в ряду и между рядами, 5) числом цилиндров в ступенях, 6) расположением цилиндров в рядах, 7) конструкцией механизма движения.
Выбор схемы компрессора начинается с предварительного установления числа ступеней и производится с учетом следующих факторов: 1) назначения компрессора, 2) условий-эксплуатации, 3) производительности и конечного давления, 4) числа ступеней и распределения давления между ними, 5) производственных возможностей завода-изготовителя, 6) привода, 7) помещения, предназначенного для установки компрессоров.
Схемой в значительной степени определяются габариты, общий вес и динамическая уравновешенность компрессора.
От схемы зависит также степень уравненности поршневых сил в компрессоре, которая, в свою очередь, влияет на размеры и вес маховика и на общие весовые и эксплуатационные показатели машины.
Под поршневой силой ряда Р понимают алгебраическую сумму произведений давлений газа р на площади поршней Fn в рабочих камерах ряда, т. е.
Р = ZpFn. (301)
Если поршневые силы вызывают в штоке (или шатуне) напряжения растяжения, то их условно считают положительными, если напряжения сжатия — то отрицательными.
Величина поршневой силы ряда зависит от давления газа в данный момент, а следовательно, от положения поршня. Наибольшие абсолютные величины поршневых сил в ряду возникают в мертвых точках поршня. В соответствии с этим различают поршневые силы Рв — когда поршни находятся во внутренней мертвой точке, и Рн — когда поршни находятся в наружной мертвой точке.
Если абсолютные величины Ре и Рн равны, то в этом случае имеет место полная уравненность поршневых сил в ряду компрессора.
Для характеристики уравненности поршневых сил в ряду вводится понятие о коэффициенте уравненности поршневых сил ряда ft [12], величина которого будет
н = > (302)
max
8 Захаренко и др. 314
114
Схемы и привод поршневых компрессоров
где Ртах — наибольшая абсолютная величина поршневой силы в ряду; Рв и Рн — подставляются со своими знаками.
Чем меньше величина ц, тем меньше уравненность поршневых сил ряда,, тем больше отличие в абсолютных величинах Рв и Рн. Последнее означает,, что механизм движения при ходе к валу и от вала будет загружаться неодинаково.
При полной уравненности поршневых сил ряда р = 1. В этом случае имеют место более равномерные нагрузки механизма движения и износ era трущихся элементов, а также диаграмма тангенциальных усилий. Все это приводит, в конечном счете, к уменьшению веса машины. Поэтому желательно, чтобы для каждого ряда компрессора величина р была равна единице.
Кроме того, при многорядной схеме компрессора целесообразно иметь также равенство поршневых сил в мертвых точках между рядами. В противном случае механизмы движения отдельных рядов компрессора будут неодинаково загружены.
Уравненность поршневых сил в компрессоре (в ряду и между рядами) имеет большое значение лишь для компрессоров большой и средней мощности. Для малых компрессоров эта уравненность существенного значения не имеет,, поэтому при выборе схемы таких компрессоров ее не принимают во внимание.
Практически, в большинстве случаев обеспечение равенства поршневых сил (в ряду и между рядами) приводит к одновременному равенству работ (переднего и заднего хода и между рядами). Однако в компрессорах высокого и сверхвысокого давления не всегда возможно добиться одновременного выполнения этих двух условий. Поэтому в таких компрессорах при выборе схемы стремятся получить прежде всего равенство работ, так как оно обеспечивает более равномерную тангенциальную диаграмму, а следовательно, более равномерное потребление энергии компрессором.
Очевидно, что при выборе схемы любого компрессора необходимо стремиться к тому, чтобы прлучить по возможности компактную и легкую машину, технологичную в изготовлении, несложную в монтаже, обслуживании и ремонте’, а также надежную и экономичную в эксплуатации. Однако для различных компрессоров эти требования имеют неодинаковое значение.
Для компрессоров малой производительности, а также для передвижных транспортных, судовых, авиационных и других компрессоров главным требованием является компактность, легкость и хорошая динамическая уравновешенность. От стационарных компрессоров большой производительности требуется, прежде всего, долговечность и экономичность.
Желательно, чтобы компрессоры малой производительности были долговечными и экономичными, а компрессоры большой производительности — занимали мало места, были не слишком тяжелыми и отличались бы простотой обслуживания, но эти требования для них не первостепенны.
Требование простоты ремонта и обслуживания должно предъявляться ко всем машинам, но нельзя не учитывать, что крупные компрессоры обслуживаются более квалифицированными силами, чем малые. Требование долговечности особенно существенное значение имеет для крупных компрессоров, которые должны работать длительно, без остановок в течение нескольких месяцев. В этом случае затраты, направленные на сокращение износа и увеличение длительности безостановочной работы машины, незначительны по сравнению с теми убытками, которые могут быть вызваны простоями компрессора и остановкой вследствие этого всего производства.
Чем больше мощность компрессора, тем большее значение приобретают коэффициент полезного действия, долговечность, удобство обслуживания и уравненность поршневых усилий и, наоборот, тем меньшую роль играют простота конструкции и малогабаритность, существенные для малых ком
Расположение осей цилиндров
115
прессоров. Неодинаковость требований, предъявляемых к компрессорам различного назначения, получила отражение в большом разнообразии применяемых схем.
§ 27. РАСПОЛОЖЕНИЕ ОСЕЙ ЦИЛИНДРОВ
По расположению осей цилиндров компрессоры можно разделить на три основные группы: вертикальные, горизонтальные и угловые. Причем к последним относят компрессоры с вертикально-горизонтальным (прямоугольным) и наклонным V и W-образным расположением осей цилиндров.
Расположение осей цилиндров в настоящее время обычно указывается в обозначении типа компрессора. Так, согласно ГОСТ 6791—53 для стационарных воздушных компрессоров общего назначения применяются следующие обозначения:
воздушные бескрейцкопфные вертикальные — ВВ;
воздушные бескрейцкопфные V-образные — ВУ;
воздушные бескрейцкопфные W-образные — ВШ;
воздушные крейцкопфные угловые (прямо-
угольные) — ВП;
воздушные крейцкопфные горизонтальные — В Г.
Здесь первая буква В обозначает слово «воздушный», вторая буква — расположение осей цилиндров.
В обозначении указывается, кроме того, производительность компрессора в мЧмин (в числителе) и конечное давление в ати (в знаменателе).
Например, обозначение ВШ — 3/40 .означает: воздушный W-образный компрессор V = 3 мЧмин и рк = 40 ати.
Особенности вертикальных компрессоров
1. В вертикальных компрессорах элементы поршневого уплотнения работают в лучших условиях, чем в горизонтальных машинах, вследствие чего они имеют меньший и более равномерный износ и лучшую герметичность.
Объясняется это тем, что смазка, поступающая в цилиндр равномерно, распределяется по всей рабочей поверхности, и твердые частицы, попадающие вместе с газом в цилиндр, оседают в основном не на цилиндрической поверхности рабочей полости, а на торцовой поверхности поршня. Кроме того, при крейцкопфном механизме движения поршень не опирается на рабочую поверхность цилиндра и таким образом не способствует одностороннему ее износу. По этой же причине такие компрессоры не нуждаются в подвеске поршней.
2. Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс в вертикальных компрессорах действуют на фундамент вертикально. Поэтому опрокидывающие моменты, возникающие от сил инерции неуравновешенных масс, в таких машинах будут меньше, чем в горизонтальных компрессорах. Это повышает устойчивость машины и позволяет применять более/легкий фундамент. Масса фундамента вертикальных компрессоров составляет не более 2/3 от массы фундамента горизонтальных компрессоров такой же мощности [12], кроме того, фундамент имеет более простую форму.
3. В связи с вертикальным направлением инерционных сил и лучшими, чем в горизонтальных компрессорах, условиями работы поршневых уплотнений в вертикальных компрессорах представляется возможным допускать большие числа оборотов и скорости поршней. Это уменьшает их вес и габариты, а привод компрессоров получается более компактным, легким и дешевым.
8*
116
Схемы и привод поршневых компрессоров
4. Вертикальные компрессоры занимают меньшую площадь по сравнению с горизонтальными, однако при большой производительности они могут иметь значительную высоту, что затрудняет их обслуживание.
5. Монтаж и демонтаж цилиндров и поршней в вертикальных компрессорах более удобны, чем в горизонтальных, однако демонтаж механизма движения менее удобен, чем в горизонтальных машинах.
6. Температурные и упругие деформации в вертикальных компрессорах свободны, поэтому они не требуют специальных опор.
Особенности горизонтальных компрессоров
1. Обслуживание горизонтальных компрессоров более удобно по сравнению с вертикальными. Трубопроводы и аппаратуру крупных горизонтальных компрессоров можно размещать в подвале, освобождая тем самым машинный зал, тогда как у вертикальных компрессоров они размещаются в зале, что загромождает последний и усложняет обслуживание машины.
2. В одном ряду горизонтального компрессора можно расположить большое число ступеней (до пяти), в то время как в вертикальных компрессорах, чтобы избежать значительной.высоты машины, ограничиваются обычно дв^мя, реже (при малой производительности) тремя цилиндрами в одном ряду. Поэтому многоступенчатые горизонтальные компрессоры выполняют однорядными или двухрядными, а вертикальные — многорядными.
3. В связи с возможностью появления температурных и упругих деформаций цилиндры горизонтальных компрессоров должны иметь специальные подвижные опоры.
4. Горизонтальные компрессоры по сравнению с вертикальными более тихоходны. Поэтому при конструировании горизонтальных компрессоров на одинаковые параметры они выполняются более тяжелыми.
5. Горизонтальные компрессоры требуют более тяжелых фундаментов.
Особенности угловых компрессоров
1. Угловые компрессоры по сравнению с другими типами компрессоров (за исключением свободнопоршневых) являются, с точки зрения динамической уравновешенности, наиболее совершенными машинами. Это позволяет выполнять угловые компрессоры многооборотными и с менее тяжелыми фундаментами.
2. В угловых компрессорах цилиндры значительно удалены друг от друга. У V-образных компрессоров обычно оси цилиндров располагают под углом 90° (иногда, для уменьшения ширины машины, под углом 70°), а у W-образных — под углом 60° (или 70°). Это дает возможность создать хорошее воздушное охлаждение’ цилиндра, что важно для передвижных установок.
3. Достоинством угловых компрессоров является возможность присоединения шатунов нескольких рядов к одной шейке коленчатого вала. Это упрощает конструкцию вала: позволяет изготовлять его одноколенчатым (реже — двухколенчатым) и меньшей длины, чем в многорядных вертикальных компрессорах, и увеличивает возможность применения подшипников, качения. Поэтому угловые компрессоры получаются более компактными.
Перечисленные особенности поршневых компрессоров предопределяют в основном области их практического применения.
Вертикальная схема наиболее целесообразна для компрессоров с малым числом ступеней, прежде всего для одноступенчатых и двухступенчатых компрессоров. В этих машинах обычно п0 = 300—750 об/мин. (иногда — до 1000 об/мин.).
Число рядов, распределение ступеней между рядами, число цилиндров в ступенях 117
Горизонтальная схема обычно применяется в многоступенчатых компрессорах большой производительности, главным образом в стационарных установках с числом оборотов 100—300 об/мин. (при оппозитном расположении цилиндров — 250 -±~ 600 об/мин.). Горизонтальная схема также применяется для компрессоров низкого давления с целью унификации их с многоступенчатыми.
Угловая схема часто применяется в передвижных компрессорных станциях малой производительности, где требуется компактность и хорошая динамическая уравновешенность. У этих машин п0 = 500 -4- 1500 об/мин. В настоящее время стационарные угловые компрессоры строятся также для средней и большой производительности.
Следует отметить, что современная тенденция в развитии компрессоро-строения направлена на повышение чисел оборотов и скоростей поршня.
§ 28. ЧИСЛО РЯДОВ, РАСПРЕДЕЛЕНИЕ СТУПЕНЕЙ МЕЖДУ РЯДАМИ, ЧИСЛО ЦИЛИНДРОВ В СТУПЕНЯХ И УГЛЫ СМЕЩЕНИЯ КРИВОШИПОВ ОТДЕЛЬНЫХ РЯДОВ
В настоящее время в компрессоростроении применяются однорядные и многорядные схемы.
Основное преимущество однорядных компрессоров заключается в том, что они имеют только по одному шатунно-кривошипному механизму. Это сокращает число деталей компрессоров и упрощает их конструктивную схему.
Переход от однорядного выполнения компрессора к многорядному дает следующие преимущества.
1. Поршневые силы, действующие в отдельных рядах компрессора, уменьшаются, и соответственно уменьшается вес возвратно-движущихся частей каждого ряда. Это позволяет строить такие машины многооборотными, а следовательно, более компактными и легкими.
2. Тангенциальная диаграмма получается более равномерной, что позволяет снизить вес маховика.
3. Снижается динамическая неуравновешенность машины, что позволяет облегчить фундамент компрессора.
Снижение динамической неуравновешенности и улучшение тангенциальной диаграммы происходят за счет смещения кривошипов отдельных рядов друг относительно друга. В угловых компрессорах с одним кривошипом это достигается за счет соответствующего расположения осей цилиндров отдельных рядов. Динамическая неуравновешенность, кроме того, снижается также и вследствие уменьшения веса возвратно-движущихся частей ряда при переходе к многорядной схеме машины.
4. Двухрядные горизонтальные компрессоры требуют меньшу^о площадь машинного зала.
Число рядов компрессора определяется в значительной степени расположением осей цилиндров, числом ступеней и параметрами (производительностью и давлением) машины.
Многоступенчатые горизонтальные компрессоры выполняются в большинстве случаев по однорядной или двухрядной схеме. Компрессоры, имеющие более пяти ступеней, выполняются только двухрядными. В горизонтальных компрессорах применяется также оппозитное (противоположное) расположение рядов (цилиндров) относительно вала компрессора.
Одноступенчатые компрессоры большой производительности делаются многорядными при вертикальной схеме и двухрядными при горизонтальной схеме.
Угловые компрессоры, по-существу, являются многорядными машинами (минимум — двухрядными).
118
Схемы и привод поршневых компрессоров
В многорядных машинах, для компрессоров низкого и среднего давления, желательно получить равенство поршневых усилий в мертвых точках и по рядам, а для компрессоров высокого и сверхвысокого давления — равенство работ по рядам и равенство работ переднего и заднего хода [15].
При наличии неравенства поршневых сил между рядами механизмы движения должны быть различными, если же они будут одинаковыми, то некоторые из них будут недогружены.
Равенство работ переднего и заднего хода обеспечивает равномерность диаграммы тангенциальных усилий.
Для удобства анализа схемы здесь и в дальнейшем предполагается, что у многоступенчатых компрессоров температуры всасываемого газа и степени повышения давления каждой ступени одинаковы.
Чтобы получить равенство поршневых сил по рядам (если в компрессоре не имеют место межступенчатые отборы газа), необходимо, чтобы в каждом из них было равное число цилиндров или ступеней.
Отсюда следует, что для многорядной схемы наиболее подходящими являются компрессоры с числом ступеней, кратным числу рядов.
Если же это условие не соблюдается, то возможны следующие решения.
1. Одну из ступеней выполнить в двух цилиндрах, разделив их между рядами (см. фиг. 56, в).
2. Распределить ступени между рядами не поровну, допустив некоторое неравенство поршневых сил. Уменьшение этого неравенства достигается снижением степеней повышения давления в ступенях ряда с большим числом ступеней.
3. Применить многорядную схему с одинаковыми рядами, в которых каждая из ступеней будет выполнена в нескольких цилиндрах. Двухрядные машины в таком выполнении называются сдвоенными (фиг. 50, вид).
Все двухрядные схемы с нечетным числом ступеней уступают по простоте и компактности схемам двухрядных компрессоров с четным числом ступеней.
Для многоступенчатых горизонтальных машин предпочтительной является двухрядная схема. В двухрядных компрессорах основные преимущества многорядной схемы удается получить без значительного удорожания и усложнения машины по сравнению с другими многорядными компрессорами. Двухрядные горизонтальные компрессоры большой производительности удобно компонуются с приводом и по сравнению с однорядными компрессорами занимают меньшую площадь машинного зала. Для трехрядных многоступенчатых машин используются главным образом вертикальные схемы (для трех- и шестиступенчатых компрессоров).
На вес маховика и динамическую уравновешенность компрессора оказывают влияние углы между кривошипами отдельных рядов. Поэтому выбор этих углов должен производиться на основании анализа тангенциальных диаграмм и неуравновешенных сил инерции, получаемых при данных углах. Анализ показывает, что одновременное решение двух указанных вопросов затруднительно. Вследствие этого выбор углов производится таким образом, чтобы (в зависимости от назначения компрессора) получить или наиболее благоприятную тангенциальную диаграмму, или более полное динамическое уравновешивание машины.
Для многорядных компрессоров, с точки зрения уравновешивания сил инерции, желательно, чтобы вес возвратно-движущихся частей в отдельных рядах был по возможности одинаковым.
В основном применяются следующие варианты однорядных и многорядных машин.
Выбор схемы ряда
119
Горизонтальные компрессоры
Однорядные — с числом ступеней: 1, 2, 3, 4 и 5.
Двухрядные — с числом ступеней: 1 (сдвоенные), 2, 4, 6 и 7. Иногда — 3 и 5, в простом и сдвоенном выполнении.
Трехрядные — с числом ступеней 2.
Вертикальные компрессоры
Однорядные — с числом ступеней: 1 и 2 (2 — при малой и средней производительности), 3 (редко и только при малой производительности).
Двухрядные—с числом ступеней: 1 (сдвоенные), 2, 3, 4 и 5.
Трехрядные — с числом ступеней: 1, 3, 5 и 6.
О числом рядов больше трех: одноступенчатые.
Угловые компрессоры
Двухрядные: V-образные с числом ступеней 1 и 2 (редко 4); горизонтально-вертикальные с числом ступеней 2.
Трехрядные: АУгобразные с числом ступеней: 1, 2 и 3.
С числом рядов больше трех: дважды V-образные, сдвоенные V и W-образ-ные: с числом ступеней 1 и 2.
Углы между кривошипами (коленами вала) отдельных рядов компрессоров имеют обычно следующие величины.
1. В компрессорах с параллельными рядами, односторонне расположенными относительно вала:
а) в двухрядных машинах 90 и 180°. Причем в крупных малооборотных машинах со ступенями двойного действия, с целью получения плавной тангенциальной диаграммы, применяют угол 90° (фиг. 50, в и д). В многооборотных машинах, для лучшего уравновешивания сил инерции, применяют угол 180° (фиг. 51, б). В бескрейцкопфных двухрядных компрессорах с цилиндрами простого действия более плавная тангенциальная диаграмма обеспечивается также при угле 180° (фиг. 50, а).
б) В трехрядных машинах — 120° (фиг. 55, д).
в) В четырехрядных компрессорах два средних ряда 0°; крайние ряды относительно средних — 180°. Таким образом, все колена вала лежат в одной плоскости (фиг. 50, а). Такая схема целесообразна с точки зрения характера нагрузок, действующих на фундамент, и по технологическим соображениям. Однако лучшую тангенциальную диаграмму можно получить при других схемах, в частности при углах смещения между коленами в 90°.
г) В шестирядных компрессорах 60 и 120°. При угле в 60° получается более плавная тангенциальная диаграмма.
2. В компрессорах с симметричным движением поршней и оппозитным расположением цилиндров — 180° (фиг. 54, а и б).
3. В угловых W-образных компрессорах с двухколенчатым валом (фиг. 51, д)„ а также в V и W-образных машинах (фиг. 51, в и г) при сдвоенном выполнении — 180°.
§ 29. ВЫБОР СХЕМЫ РЯДА
Задача по выбору схемы ряда включает в себя решение следующих допросов:
1) расположение цилиндров в ряду;
2) выполнение цилиндров отдельных ступеней (самостоятельное или В дифференциальном блоке с цилиндрами других ступеней);
120
Схемы и привод поршневых компрессоров
Э) конструктивные особенности механизма движения — конструкция поршней (дисковая, тронковая или дифференциальная), наличие крейцкопфа и подвески поршней.
Поршневые силы в противоположных мертвых точках ряда всегда равны если ступени, составляющие ряд, двойного действия и имеют сквозные штоки, (фиг. 56, в и г). Если степени повышения давления в ступенях равны и отбор газа между ступенями отсутствует, то равенство указанных сил возможно также и при наличии в ряду четного числа ступеней одностороннего действия. Для этого необходимо, чтобы одна половина общего количества ступеней одностороннего действия была обращена к валу, а другая — в противоположную сторону (фиг. 58, а).
У небольших компрессоров допускают неравенство поршневых сил в ряду и при бескрейцкопфном выполнении их делают с цилиндрами одностороннего действия.
В компрессорах средней и большой производительности применяются цилиндры двойного действия либо, при последовательном расположении нескольких ступеней в ряду, цилиндры размещают в дифференциальном блоке. Достоинства последнего выполнения заключаются в сокращении числа сальников и уменьшении длины (или высоты) ряда. Недостатком является большой вес дифференциального поршня. Практически в дифференциальном блоке компонуется до трех ступеней при вертикальном и до пяти ступеней — при горизонтальном исполнении ряда.
Иногда в машинах большой производительности в дифференциальный блок включают нерабочие (компенсационную или уравнительную) полости, имеющие различные схемы подключения к газовым магистралям.
Компенсационная полость применяется для компенсации избытка площади со стороны начальной* ступени блока, если эта ступень одностороннего действия. Поэтому компенсационная полость всегда соединяется со всасывающей магистралью или атмосферой (т. е. с областью возможно меньших давлений). Влияние ее на уравненность поршневых сил ряда при таком подключении незначительно.
Уравнительная полость предназначается для выравнивания поршневых сил в ряду и подключается к межступенчатым газовым магистралям компрессора (т. е. к областям повышенного давления).
При наличии в блоке уравнительной полости надобность в компенсационной полости практически отпадает.
Целесообразность применения нерабочих полостей и примеры соответствующих компоновок компрессора рассматриваются ниже.
При выполнении ступеней в дифференциальном блоке, когда все они (ил» часть из них) одностороннего действия, компоновка ряда осуществляется следующим образом [12].
Если число ступеней дифференциального блока нечетное, то ступень низкого давления выполняется в виде цилиндров двойного действия, а остальные ступени — в виде цилиндров одностороннего действия, располагая их поровну по обе стороны этой ступени (фиг. 56, а).
Если в дифференциальном блоке при четном числе ступеней имеется одна! ступень (самого низкого давления) двойного действия, то число ступеней, обращенных к валу, будет отличаться от числа ступеней, обращенных в противоположную сторону. В таких схемах (фиг. 58, б и д) поршневые силы не могут быть уравнены. Для их уравнения необходимо иметь либо две ступени двойного действия (ряд высокого давления на схеме фиг. 56„ г), либо все ступени одностороннего действия (фиг. 58, а).
* Начальной ступенью называют ступень наиболее низкого давления.
Выбор схемы ряда
121
При наличии в ряду двух ступеней двойного действия можно начальную* ступень вынести из дифференциального блока в отдельный цилиндр двойного действия. Тогда в блоке останется нечетное число ступеней с одной-ступенью (низкого давления) двойного действия. Такая компоновка ряда применяется, например, при однорядном выполнении четырехступенчатых компрессоров большой производительности (фиг. 58, и).
Если начальной ступенью дифференциального блока будет ступень одностороннего действия, то это, независимо от общего числа ступеней, приведет’ к увеличению габаритов и веса дифференциального поршня, а также к необходимости утолщения штока (фиг. 58, а) или устройства компенсационной полости, как показано на схемах фиг. 58, в и г. Применение утолщенных, штоков целесообразно тогда, когда диаметр начальной ступени невелик и шток утолщен незначительно. Если же диаметр цилиндра большой^ то лучше сделать на штоке переход на меньший диаметр (см. фиг. 58, г)г а образовавшуюся компенсационную полость включить в дифференциальный блок, подведя к ней газ под атмосферным давлением. Однако перетекание газа в компенсационную полость через неплотности поршневых колец, из смежных рабочих полостей понижает производительность компрессора. Поэтому следует по возможности избегать применения компенсационных полостей.
В дифференциальном блоке с четным числом ступеней вместо симметричного распределения ступеней по направлению к валу и от вала иногда (прш неравенстве е по ступеням) допускают несимметричную компоновку (фиг. 53, в и 58, е). В этом случае в блок вводится уравнительная полость, сообщающаяся с одной из межступенчатых магистралей и располагаемая* у сальника.
Уравнительная полость может применяться также в дифференциальном^ блоке с нечетным числом ступеней и начальной ступенью двойного действия, когда вследствие наличия межступенчатых отборов газа не все ступени блока одинаково нагружены.
Уравнительная полость при несимметричном дифференциальном поршне* (фиг. 58, е) всегда должна быть расположена на стороне меньшего числа ступеней, при симметричном — на стороне ступени, перед которой произведен отбор газа.
Уравнивание поршневых сил ряда при несимметричном дифференциальном поршне осуществляют также посредством увеличения степеней повышения давления в ступенях, расположенных на менее нагруженной стороне* поршня.
При компоновке ряда имеет также значение расположение уплотнения. Ступени высокого давления следует уплотнять по возможно меньшему периметру поршня. Это, с одной стороны, сокращает потери газа, а с другой; стороны, работу трения в уплотнении и, следовательно, потребляемую компрессором мощность. Из этих соображений ступени наиболее высокого* давления целесообразно располагать в глухом торце дифференциального блока. При размещении ступеней сальник должен находиться на ступени невысокого давления.
Последняя ступень компрессора высокого давления иногда для удобства обслуживания сальника располагается вне дифференциального блока. Причем в горизонтальных компрессорах она располагается последней в ряду за промежуточным фонарем (фиг. 61, з и 62, а и б), в вертикальных машинах она зачастую выполняется в виде отдельного ряда (фиг. 59, б).
Таким образом, при решении вопроса о выборе порядка расположения ступеней следует учитывать соображения, связанные как с уравниванием поршневых сил, так и с получением оптимальных условий работы уплотнения.
122
Схемы и привод поршневых компрессоров
Другим важным моментом при выборе схем горизонтального ряда •является вопрос о целесообразности применения подвешивания поршней.
Подвешивание полностью устраняет износ поршней, снижает величину и неравномерность износа цилиндра, улучшая тем самым работу элементов поршневого уплотнения и повышая таким образом долговечность компрессора. Однако при этом усложняется конструкция компрессора, так как -требуется устройство добавочных параллелей, ползунов и сальников и увеличивается длина машины.
Тяжелые поршни целесообразнее подвешивать, особенно в компрессорах, предназначенных для длительной безостановочной эксплуатации и работающих на загрязненном газе.
Обычно подвешивание применяется при дисковой конструкции поршней, когда диаметры их превышают 800—1000 мм [12].
Чтобы осуществить подвешивание поршней ступеней низкого давления в многоступенчатых компрессорах, часто приходится выделять цилиндры этих ступеней из дифференциального блока, тем самым коренным образом изменяя схему ряда.
Специфическую компоновку имеют так называемые циркуляционные насосы, применяющиеся в химических производствах, связанных с синтезом газов под давлением.
Циркуляционные насосы представляют собой одноступенчатые компрессоры двойного действия, создающие при высоком начальном давлении (250 -т- 1000 ати) сравнительно небольшое повышение давления, необходимое для компенсации потерь, происходящих при циркуляции газов в системе синтеза. При одностороннем штоке в таких машинах различие в поршневых силах переднего и заднего хода будет недопустимо велико. Поэтому с целью уравнивания поршневых сил шток этих насосов обычно делается сквозным.
§ 30. СХЕМЫ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Поршневые компрессоры могут иметь различные схемы при одинаковом числе ступеней. Ниже рассмотрены наиболее характерные схемы компрессоров в зависимости от числа ступеней.
Одноступенчатые компрессоры
В зависимости от производительности и назначения одноступенчатые компрессоры конструируются как вертикальные, угловые или горизонтальные машины в соответствии со схемами, представленными на фиг. 50.
При производительности до 5 м?/мин в одном цилиндре компрессоры обычно выполняются вертикальными или угловыми (фиг. 50, а и б). Характерной особенностью этих машин является наличие цилиндров простого действия, тронковых поршней и отсутствие крейцкопфа.
Вертикальные компрессоры, выполненные по схеме фиг. 50, а, имеют число рядов от одного до четырех (иногда до шести). По этой схеме выполнены, например, двухрядные компрессоры завода «Компрессор» типа ВВК-200 (V = 5 м3/мин, рк = 6 ати, п = 730 об/мин., NK = 33 кет). В однорядном исполнении выпускается воздушный компрессор типа В К-3-6 (V = 3 м'Чмин, рк = 6 ати, п = 730 об/мин., NK = 20,6 кет).
Угловые компрессоры — V-образные (фиг. 50, б) и W-образные — выполняются с одно коленчатым или двухколенчатым валом. В последнем случае цилиндры располагаются попарно в блоках, а шатуны обычно на шейке вала рядом. Прицепные шатуны применяются редко.
Вертикальные компрессоры с производительностью свыше 10 м?/мин в цилиндре при давлении до 5—3 ати строятся крейцкопфными с цилин
Схемы поршневых компрессоров
123
драми двойного действия по схеме фиг. 50, в. Примером могут служить одноступенчатые двухцилиндровые компрессоры завода «Борец» типа 2СГ-4 (V = 23,5 мЧмин, рк = 4 ати, п0 = 365 об'мин., NK = 126 кет).
Горизонтальные компрессоры двойного действия выполняют однорядными по схеме фиг. 50, г при производительности в цилиндре от 10 до 100 мЧмин.
Фиг. 50. Схемы одноступенчатых компрессоров: а— вертикальный бескрейцкопфный; б — V-образный; в— вертикальный крейцкопфный; г— горизонтальный однорядный; д— горизонтальный двухрядный.
Серия компрессоров, выполненных по этой схеме, например компрессор типа 700 К (V — 55 + 68 мЧмин, рк — 4 ати, nQ = 130—150 об/мин., NK = 182—230 кет), выпущена Сумским заводом им. Фрунзе.
По схеме фиг. 50, г выполняются также циркуляционные насосы, но всегда со сквозным штоком, например циркуляционный насос, предназначенный для циркуляции азотноводородной смеси, типа 5Г-3-285/320 (V = 3 мЧмин при условиях всасывания, рн — 285 ати, рк = 320 ати, пк = 125 об/мин.).
Горизонтальные компрессоры двойного действия выполняют сдвоенными ^с двумя или четырьмя подшипниками) по схеме фиг. 50, д, обычно при производительности свыше 100 м3/мин. По этой схеме изготовляются, например, воздушные компрессоры с четырьмя подшипниками типа 4ВГ (V = = 200 м3!мин, рк = 2,5 ати, п0 = 167 об/мин., = 610 кет).
124
Схемы и привод поршневых компрессоров
Вертикальные бескрейцкопфные компрессоры с двумя и четырьмя цилиндрами выполняются с расположением кривошипов под углом 180°, что дает хорошее уравновешивание сил инерции. В горизонтальных (сдвоенных)' и вертикальных крейцкопфных компрессорах кривошипы располагаются под углом 90°, что обеспечивает более плавную тангенциальную диаграмму.
Схемы, имеющие цилиндры двойного действия (фиг. 50, в, г и д), обеспечивают лучшую уравненность поршневых сил ряда, чем схемы с цилиндрами1 простого действия (фиг. 50, а и б). Кроме того, в последних схемах имеют место утечки газа через сальник из каждой рабочей полости, что отрицательно сказывается на производительности компрессора.
По схеме фиг. 50, а удобно выполнять унифицированные машины.
Двухрядная схема (фиг. 50, д) имеет преимущества по сравнению с однорядной схемой (фиг. 50, г) с точки зрения динамической уравновешенности и равномерности тангенциальной диаграммы.
Наряду с этим схема, представленная на фиг. 50, д, позволяет получить наиболее компактную компрессорную установку, так как компрессор удачно компонуется с электродвигателем, устанавливаемым между рядами компрессора (ротор электродвигателя насаживается на вал компрессора).
Двухступенчатые компрессоры
Двухступенчатые компрессоры обычно конструируются на давление до 8 ати вертикальными, угловыми или горизонтальными в соответствии со схемами, представленными на фиг. 51—54.
Двухступенчатые бескрейцкопфные компрессоры чаще всего выполняют вертикальными и угловыми при производительности до 30 м3/мин в одном цилиндре.
При производительности до 5 м3!мин в одном цилиндре первой ступени применяют вертикальные и угловые компрессоры, выполняемые по схемам фиг. 51, а, б, в, г и д (по схеме фиг. 51, б выполняются и более крупные машины). Характерными особенностями этих компрессоров являются следующие: 1) наличие цилиндров простого действия, 2) отсутствие крейцкопфа, 3) отсутствие уравненности поршневых сил ряда.
По схеме фиг. 51, а делают компрессоры однорядные или двухрядные малой производительности с давлением 30—60 ати. Малые диаметры цилиндра второй ступени этих машин не позволяют размещать головку шатуна! в поршне этой ступени. Поэтому в таких компрессорах применяются дифференциальные тронковые поршни с расположением ступеней первой под второй. Однако эти машины обладают недостатком, заключающимся в том, что при демонтаже поршня необходимо снимать цилиндр.
Для удобства размещения клапанов в крышках цилиндров целесообразно торцы поршней и крышки цилиндров первой ступени делать не плоскими, а коническими, как указано пунктиром на фиг. 51, а (левый ряд). По этой схеме в однорядном исполнении выпускается компрессор типа КВД, предназначенный для наполнения воздухом пусковых баллонов двигателей (V = 0,167 м3/мин, рк = 60 ати, п0 = 800 об/мин., NK — 4,19 кет, Dt = = 85 мм, Dn = 30 мм).
По схемам фиг. 51, б, в, г и д выполняются компрессоры с давлением нагнетания около 8 ати (иногда до 15 ати). Машины, выполняемые по схемам фиг. 51, б и в, однотипны с одноступенчатыми бескрейцкопфными компрессорами, выполняемыми по схемам фиг. 50, а и б. В этих машинах часто используются одинаковые картеры и механизмы движения.
Для повышения производительности схемы сдваивают, при этом компрессор получается четырехцилиндровым, а при W-образном выполнении —
Схемы двухступенчатых бескрейцкопфных компрессоров: а—вертикальный двухрядный с дифференциальными поршнями (расположение ступеней в каждом ряду, считая от вала, /-//); б— вертикальный двухрядный с цилиндрами простого действия; в— V-обр'азный; г—W-образный одноколенчатый; д—W-образный двухколенчатый; е — вертикальный двухрядный с дифференциальными поршнями (расположение ступеней в каждом ряду //-/); ж — горизонтальный.
Схемы поршневых компрессоров
nd
126
Схемы и привод поршневых компрессоров
шестицилиндровым. Так, например, компрессор для передвижной станции выполняется сдвоенным по схеме фиг. 51, в (V = 6 мъ!мин, рк = 7 ати, п0 = 1250 об/мин.). Также выполняется сдвоенным по схеме фиг. 51, г стационарный воздушный компрессор типа 160 В-20/8 (V = 20 м31мин, рк — 8 ати, п0 = 720 об/мин., NK = 140 кет).
Компрессоры, выполняемые по схеме фиг. 51, д, имеют двухколенчатый вал. С одним из колен соединяются шатуны боковых рядов, с другим коленом, смещенным на 180°, шатун среднего ряда. По этой схеме выполняется, например, серия быстроходных компрессоров, предназначенных для передвижных установок (V = 2,1—4,5 мР/мин, рк — 7 ати, п0 = 1500 об/мин.).
Преимущество компрессоров, выполняемых по схеме фиг. 51, д, по сравнению со схемой фиг. 51, г, заключается в более благоприятной тангенциальной диаграмме и в уменьшении усилий, передаваемых на вал и коренные подшипники.
По схеме фиг. 51,6 строятся компрессоры производительностью до 10 м*!мин в одном цилиндре (иногда до 20 мЧмин), например компрессор Мелитопольского завода типа 200 В-10/8 (V = 10 мУмин, рк = 8 ати, п0 = 720 об/мин., NK = 64,7 кет).
Компрессоры, выполняемые по схемам.фиг. 51, е и ж, отличаются между собой только расположением осей цилиндров. Эти машины строятся на производительность более 5 мЧмин в одном цилиндре. Большинство заводов выполняет их однорядными или двухрядными, но встречаются (в Чехословацкой социалистической республике) трех- и четырехрядные конструкции.
Компрессоры по схеме фиг. 51, е строятся на производительность от 5 до 12,5 м3/мин, при 7 ати (п0 = 720—840 об/мин., NK = 40—93 кет) однорядными и от 10 до 40 мЧмин — двухрядными.
Иногда схема фиг. 51, е в однорядном исполнении применяется для компрессоров малой производительности и высоких давлений, работающих периодически (V = 0,03 мЧмин, рк — 50 ати, п0 — 2100 об/мин.).
Горизонтальные компрессоры, выполняемые по схеме фиг. 51, ж, имеют производительность до 30 мЧмин. в одном цилиндре. По этой схеме выполнены, например, компрессоры завода «Борец» типа КН-64-Б (V = 20 м?/мин, рк = 8 ати, п0 = 145 об/мин., NK = 114 кет).
Характерными особенностями компрессоров, выполняемых по схемам фиг. 51, е и ж, являются следующие: 1) наличие дифференциального трон-кового поршня, 2) уравненность поршневых сил ряда, 3) возможность демонтажа поршней без снятия цилиндра. Размеры и вес этих компрессоров меньше, чем у двухступенчатых бескрейцкопфных компрессоров, рассмотренных ранее, или крейцкопфных машин, равных им по производительности. Недостатком компрессоров, выполняемых по схемам 51, е и ж, является необходимость уплотнения рабочего пространства цилиндра второй ступени по окружности большого диаметра.
Схемы вертикальных и угловых крейцкопфных компрессоров, применяющихся на давлении нагнетания до 8 ати, представлены на фиг. 52.
Компрессоры производительностью от 20 до 100 мй/мин чаще всего выполняются вертикальными по схеме на фиг. 52, а. Иногда такая схема принимается для машин производительностью до 170 мЧмин. По этой схеме выполнены, например, компрессоры завода «Узбекхиммаш» типа В-300-2К (V = 40 м*/мин, рк = 8 ати, п0 = 330 об/мин., NK = 250 кет).
Относительно небольшой износ и надежное уплотнение позволяют использовать эти машины для сжатия вредных и ценйых газов.
Угловые компрессоры вертикально-горизонтального типа (фиг. 52, б) применяют для широкого диапазона производительностей — от 10 до 133 мй!мин при однорядном и до 266 мЧмин. — при сдвоенном выпол-
Схемы поршневых компрессоров
127
нении. Цилиндр первой ступени этих машин устанавливается в вертикальном ряду, вследствие чего более тяжелый поршень первой ступени не опирается на стенку цилиндра. Такая схема имеет широкое распространение в США. В отечественной практике по этой схеме выполняется, например,, компрессор завода «Борец» типа ВП-10/8 (V — 10 мЧмин, рк = 8 ат, п0 = = 735 об/мин., NK = 60 кет). Конструкция этого компрессора представлена на фиг. 118 и 119.
Фиг. 52. Схемы двухступенчатых крейцкопфных вертикальных и угловых компрессоров: а—вертикальный; б—вертикально-горизонтальный; в—V-образный; г—дважды’
V-образный.
Угловые компрессоры, показанные на фиг. 52, в и г, были внедрены^ в практику компрессоростроения недавно. V-образные машины (фиг. 52, в) выполняются производительностью от 10 до 50 мЧмин, дважды V-образные (фиг. 52, г) — удвоенной производительностью. По схеме фиг. 52, в выполняется воздушный компрессор типа ВУ-22/6 (V — 21,7 м?/мин, рк = 6 атиГ п0 = 730 750 об/мин., NK = НО кет). Конструкция этого компрессора
представлена на фиг. 120 и 121.
К преимуществам этих машин относятся: высокая степень уравновешенности сил инерции, компактность расположения компрессора и привода и простота конструкции вала (одно колено), допускающая его установку на подшипниках качения.
Малые модели V-образных машин используются как в стационарных, так и в передвижных компрессорных установках, допускающих повышенное число оборотов.
Горизонтальные двухступенчатые крейцкопфные компрессоры выполняются с дифференциальным поршнем по схемам фиг. 53, а, б, е, г, д к е? или с цилиндрами двойного действия — по схемам фит. 53, ж, з, и.
128
Схемы и привод поршневых компрессоров
Из представленных вариантов компрессоров с дифференциальным поршнем наибольшую производительность имеют машины, выполняемые по схемам фиг. 53, а и е. В практике известны компрессоры, выполняемые по схеме .-фиг. 53, е на производительность от 4,4 до 47,3 м3!мин, рк = 8 ати, nQ = = 420—158 об/мин. и NK = 12,9—205 кет.
Наличие в схемах фиг. 53, а и е первой ступени двойного действия и второй ступени простого действия приводит к неравенству поршневых сил ряда.
о/ q
IK I
8) I Ip
Фиг. 53. Схемы двухступенчатых крейцкопфных горизонтальных компрессоров: а, б, в, г, д, е — однорядные с дифференциальными поршнями (расположение ступеней: а— I-I-II, б— I-K-II, в — Ур-1-II, г-К-Н-1, д-II-K-I, е-П-1-1)-, ж, з— однорядные 4с цилиндрами простого действия (ж—с внутренним сальником, з— с нормальным сальником); и — двухрядные; К — компенсационная полость; Ур — уравнительная полость.
При выполнении компрессоров по схемам фиг. 53, б, в, г, д диаметр цилиндра первой ступени будет больше (при одинаковой производительности), чем по схемам а и е.
Основное достоинство схем, представленных на фиг. 53, г, д и е, по сравнению со схемами а, б и в, заключается в удобстве демонтажа дифференциального поршня.
Схемы, изображенные на фиг. 53, б, г и д, отличаются значительной уравненностью поршневых сил ряда, но имеют компенсационную полость /С.
В схеме, показанной на фиг. 53, в, для повышения уравненности поршневых сил в блок цилиндров вводится уравнительная полость Ур.
В горизонтальных машинах средней и большой производительности предпочтительно раздельное выполнение ступеней с цилиндрами двойного действия (фиг. 53, ж и з) вместо дифференциальных поршней, которые в таких компрессорах имеют значительный вес.
Схема, изображенная на фиг. 53, ж, благодаря компактности и хорошей уравненности поршневых сил получила распространение. Так, например, по этой схеме выполнен компрессор для сжатия коксового газа, имеющий V = 135 м?/мин и рк = 12 ати. Однако существенным недостатком этих машин является наличие внутреннего сальника, недоступного для наблюдения и неудобного для ремонта. Поэтому в этом случае предпочтительной
Схемы поршневых компрессоров
129
является схема, представленная на фиг. 53, з. В практике известно исполнение машин по этой схеме в диапазоне производительностей от 17 до 50 м3/мин, при рк = 7 ати и Л/к = 73,6 н- 226 кет.
Крупные горизонтальные двухступенчатые компрессоры с производительностью до 100—150 м3/мин часто выполняются двухрядными (с двумя или четырьмя подшипниками) по схеме фиг. 53, и, в которой кривошипы располагаются под углом 90°.
По такой схеме выполнены, например, воздушные компрессоры завода «Компрессор» типа 2ВГ (В-55) (V — 100 м31мин, рк = 8 ати, п0 = = 167 об/мин., NK = 565 кет). По этой же схеме выполняется коксогазовый
Фиг. 54. Схемы двухступенчатых горизонтальных компрессоров с оппозитным расположением рядов:
а — трехрядный; б — двухрядный.
компрессор типа ЗГ-141/13 (V = 141 м3/мин, рк = 13 ата, п0 — 125 об/мин., NK = 1120 кет, D, = 1250 мм и Dlt — 700 мм)\ в компрессоре применено подвешивание обоих поршней.
Компрессоры с симметричным движением поршней, выполненные по схемам фиг. 54, а (трехрядная машина) и б (двухрядная машина) обладают хорошей динамической уравновешенностью*, что позволяет делать их быстроходными и с легким фундаментом. Такие схемы в основном применяются для малых компрессоров. Например, по схеме фиг. 54, а построены компрессоры для передвижных установок, имеющих V = 4 м3!мин, рк = 7 ати, п0 = 1100 об/мин., NK = 25 кет. Эти схемы целесообразно применять и для более крупных машин.
Трехступенчатые компрессоры
Трехступенчатые компрессоры строятся как вертикальные и горизонтальные по схемам, представленным на фиг. 55 и 56.
Бескрейцкопфные трехступенчатые вертикальные компрессоры конструируются обычно на малую производительность. В этом случае их строят однорядными по схемам, представленным на фиг. 55, а и б, или двухрядными — по схеме в.
По схеме б выполнен, например, воздушный компрессор типа К2-150 (V = 0,28 м3/мин, рк = 150 ати, п0 = 1000 об/мин., NK — 7,0 кет). По схеме фиг. 55, в выполнен воздушный компрессор типа КВД-1,6 (V = = 0,3 м3!мин, рк = 200 ати, п0 = 1000 об/мин., NK = 8,1 кет).
* При условии равенства масс возвратно-движущихся частей рядов в схеме б и равенства между соответствующими массами крайних рядов, а также между их суммой и массой среднего ряда — в схеме а.
9 Захаренко и др. 314
130
Схемы и привод поршневых компрессоров
Фиг. 55. Схемы трехступенчатых вертикальных и угловых компрессоров: а, б, в — вертикальные бескрейцкопфные (а — однорядный по схеме /-//-///, б—однорядный по схеме II-I-III, в—двухрядный); г, д, е—вертикальные крейцкопфные (г— трехрядный с цилиндрами простого действия, д— трехрядный с цилиндрами двойного действия, е—двухрядный с дифференциальными поршнями); ж — W-образный.
Схемы поршневых компрессоров
131
Характерными особенностями этих схем являются следующие: 1) наличие дифференциального тронкового поршня и 2) отсутствие уравненности поршневых сил ряда.
Трехрядные трехступенчатые компрессоры с цилиндрами простого действия строят в большинстве случаев с крейцкопфами на всех ступенях (цилиндры разгружаются от бокового давления поршней). Такие компрессоры выполняются, по схеме, показанной на фиг. 55, г, и применяются для накачивания кислорода в баллоны. У этих машин, во избежание соприкосновения кислорода с маслом, которое может проникнуть в цилиндр по штоку, между станиной и цилиндрами помещается промежуточный фонарь. По такой схеме выполнен, например, кислородный компрессор типа КЗР5/165 (V — — 5 м*!мин, рк = 165 ат, п0 — 600 об/мин., NK = 75 кет). Конструкция компрессора представлена на фиг. 116 и 117.
Вертикальные крейцкопфные компрессоры обычно строят трехрядными по схеме фиг. 55, д с углами между кривошипами отдельных рядов 120°.
По такой схеме, но с контрштоками, выполнен проект (Ленфилиал НИИхиммаш) трехступенчатого дожимающего газового компрессора на рк = 320 ати (V = 417 мЧмин, рн = 28 ати, п0 = 214 об/мин., N3d — — 3200 кет). Существенный недостаток схемы с контр штоками заключается в наличии большого числа сальников.
Иногда вертикальные крейцкопфные компрессоры, например воздушный компрессор типа 2Р-10/20 (V = 10 м3/мин, рк = 20 ати, п0 = 425 об/мин., N3d ~ 95 кет/, выполняются с дифференциальными поршнями по схеме фиг. 55, е.
Трехступенчатые угловые компрессоры изготовляют по схеме фиг. 55, ж. Так выполняется, например, воздушный компрессор типа ВШ-3/40 (V = — 3 м?1мин, рк = 40 ати, п0 = 960 об/мин., NK = 40 кет). Особенностью схемы является то, что первая и вторая ступени выполнены бескрейцкопф-ными, а в третьей ступени для разгрузки рабочей поверхности цилиндра от значительных удельных давлений применен крейцкопф. Для того чтобы машина была компактной при наличии крейцкопфа на третьей ступени, углы между осями цилиндров выбираются в 70° вместо 60°, как это обычно делается в W-образных компрессорах. Конструкция такого компрессора представлена на фиг. 122 и 123.
Горизонтальные трехступенчатые компрессоры средней производительности чаще всего выполняют по схеме, изображенной на фиг. 56, а, весьма компактной и имеющей один сальник. По этой схеме выполнен, например, воздушный компрессор типа «Вортингтон» (V = 3,5 м9!мин, рк = 63 ати, п0 = 300 об/мин., N3d = 37 кет).
Недостаток схемы — относительно тяжелый поршень, который вследствие этого при большой производительности иногда подвешивают, как это показано пунктиром на схеме. По такой схеме выполнен трехступенчатый компрессор для коксового газа производительйостью 90 м3!мин и рк=13 ати.
Однорядные компрессоры большой производительности выполняются по схеме фиг. 56, б, двухрядные — по схемам виг. Иногда по схеме фиг. 56, а выполняют сдвоенный компрессор. По схеме фиг. 56, г выпускается, например, компрессор для сжатия коксового газа типа 5КГ-100/13 (V = 100 м9/мин, рк = 13 ата, п0 - 167 об/мин., NK = 710 кет).
В практике применяются также трехступенчатые горизонтальные компрессоры, выполняемые по схеме, показанной на фиг. 56, д. Достоинством их является хорошая динамическая уравновешенность. Такие конструкции изготовляются на базе угловых газомоторных компрессоров, у которых берутся рама и механизм движения. По такой схеме выполнен, например, компрессор для сжатия сланцевого газа (V = 116 мъ1мин, рк = № ат, п0 = 300 об/мин.).
9*
I
Схемы и привод поршневых компрессоров
Фиг. 56. Схемы трехступенчатых горизонтальных компрессоров:
а — однорядный с дифференциальным поршнем; б — однорядный с цилиндрами двойного действия; в — двухрядный с цилиндрами двойного действия; г — двухрядный с дифференциальным поршнем;
д— с оппозитным расположением рядов.
Схемы поршневых компрессоров
133
Компрессоры с оппозитным (противоположным) расположением рядов (цилиндров), имеющие схемы, в принципе аналогичные изображенным на фиг. 56, д или фиг. 54, выполняются целым рядом иностранных фирм (Кларк, Демаг, Линде). Эти компрессоры имеют различные варианты расположения оппозитных рядов относительно двигателя и строятся в широком диапазоне производительностей и давлений с разным числом ступеней. Примеры конструктивного выполнения подобных компрессоров даны в гл. VIII (фиг. 129—130).
Четырехступенчатые компрессоры
Четырехступенчатые компрессоры строятся как вертикальные, так и горизонтальные по схемам, изображенным на фиг. 57 и 58 (иногда V-образными).
<t>
Фиг. 57. Схемы четырехступенчатых вертикальных компрессоров:
а—бескрейцкопфный; б—крейцкопфный без сальника (с двумя вариантами расположения ступеней в рядах: 1-Ши II-IV, 1-1V и 11-1 It); в, г, д— крейцкопфные с сальниками (расположение ступеней: в— Ур-I-III и Ур-11-lV, г-1-К-Ши 11-K-1V, д— I-I-II1 и II-1I-IV).
При малой производительности четырехступенчатые компрессоры почти всегда выполняются вертикальными по схемам фиг. 57, а, б, в и г. Схему, показанную на фиг. 57, а, применяют сравнительно редко вследствие высоких удельных давлений на боковую поверхность поршня второй ступени. По такой схеме, например, выполнены воздушные компрессоры типа 1К (V =1,125/1,5 м?!мин,рк = 200 ати, п0 = 550/730 об/мин., N = 23,5/36 кет) и ЭК15 (V = 3 мЧмин, рк = 200 ати, п0 = 580 об/мин., N = 59 кет). Конструкция компрессора типа 1К представлена на фиг. 114 и 115.
134
Схемы и привод поршневых компрессоров
По схеме, представленной на фиг. 57, б, компрессоры выполняются в двух вариантах, различающихся порядком расположения ступеней в отдельных рядах. В варианте расположения ступеней I—IV и II—III вес возвратно-движущихся частей по рядам и вызываемые ими силы инерции частично уравнены. По этой схеме с вариантом ступеней I—IV и II—III заводом «Борец» выпускались воздушные компрессоры типа ЭК-180 (V = 3 м3/мин, рк = 200 ати, пй = 365 об/мин., N — 60 кет). По этой же схеме с вариантом ступеней I—III и II—IV выполнен воздушный компрессор типа К-65 (V = 1,1 мЧмин, рк — 220 ати, п0 - 500 об/мин.).
Фиг. 58. Схемы четырехступенчатых горизонтальных компрессоров:
а, б, в, г, б, е, ж, з— однорядные с дифференциальным поршнем (расположение ступеней: а— с утолщенным штоком; б— в— 111-11-K-I-IV, г —
K-Ill-lI-I-IV',d — е— Ур-11-1-Ш-1У\ж — НФК-Ш-1У, з~ 1-11-К‘Ш-1У)\
и— первая ступень— цилиндр двойного действия; к— двухрядный с цилиндрами двойного действия.
В схемах фиг. 57, а и б отсутствует уравненность поршневых сил в пределах ряда. Значительную уравненность поршневых сил ряда можно получить в схемах, изображенных на фиг. 57, в и г.
По схеме фиг. 57, г выполнен воздушный компрессор типа 2Р-3/220 (рк = = 220 ати, V = 3 м*/мин, nQ — 400 об/мин., NK — 52 кет).
Более крупные вертикальные компрессоры выполняются по схеме фиг. 57, д, в которой первая и вторая ступени — двойного действия. Недостатком этой схемы является неуравненность поршневых сил в ряду.
Горизонтальные четырехступенчатые компрессоры сравнительно небольшой производительности выполняются по схемам, представленным на фиг. 58, а, б, д и з.
По схеме фиг. 58, а выполнен, например, дожимающий компрессор (рн — = 9. ати, рк = 300 ати) для азотноводородной смеси производительностью 75 м*/мин и N = 800 кет, имеющий Dj = 390 мм..
Отличительной особенностью схемы, показанной на фиг. 58, з, является расположение сальника у первой ступени. Однако такая компоновка ступеней вызывает увеличение габаритов поршня и периметра, уплотняемого поршневыми кольцами второй ступени. Кроме того, при такой схеме потери газа происходят в двух направлениях — через сальник и через компенса
Схемы поршневых компрессоров
135
ционную полость. По этой схеме выполнен компрессор производительностью 1,8 м3!мин (рк — 165 ати, п0 = 135 об/мин., Nad = 29,4 кет).
В схемах фиг. 58, б и д отсутствует уравненность поршневых сил ряда, поэтому их целесообразно применять для сравнительно небольших компрессоров. По схеме, изображенной на фиг. 58, д, выполнен компрессор Московского института химического машиностроения (V = 10л«3/л<ии, рк = 220 ати, п0 = 144 об/мин., N = 170 кет).
Горизонтальные компрессоры средней производительности выполняются по схемам фиг. 58, в, г, е и ж.
По схеме ж выполнен компрессор типа 4Г-40-5,5/220, предназначенный для сжатия воздуха от 5,5 до 220 ати (V = 40 мЧмин, п0 = 167 об/мин., NK = 373 кет). По этой же схеме, но сдвоенным изготовляется дожимающий воздушный компрессор типа 4Г-80-5,5/220 (V = 80 м3!мин, п0 = 167 об/мин., NK = 746 кет).
Схемы, представленные на фиг. 58, д, е, ж и з, по сравнению со схемами фиг. 58, а, б, в и г неудобны тем, что в случае необходимости ремонта компрессора приходится демонтировать два цилиндра.
При большой производительности горизонтальные компрессоры выполняются обычно или по схеме фиг. 58, и или по двухрядной схеме к, где все ступени двойного действия. Последняя схема, с точки зрения тангенциальной диаграммы и динамической уравновешенности компрессора, является предпочтительной.
Пятиступенчатые компрессоры
Пятиступенчатые компрессоры конструируются главным образом как горизонтальные машины, реже — как вертикальные (фиг. 59).
Вертикальные пятиступенчатые компрессоры выполняются крейцкопфными и с малой производительностью. По схеме, представленной на фиг. 59, а, выполняются двухрядные конструкции, по схеме фиг. 59, б — трехрядные. Иногда применяются четырехрядные схемы. По двухрядной схеме выполнен, например, воздушный компрессор типа 2РВ-3/220 (V = 2,67 м3/мин, ,рк = 220 ати, пй = 380 об/мин., NK = 68 кет). Особенностью схемы является то, что вместо сальникового уплотнения в ней применяется уплотнение поршневыми кольцами. Конструкция этого компрессора представлена на фиг. 112 и 113. При выполнении компрессоров по схеме фиг. 59, б целесообразны два варианта, в каждом из которых пятая ступень размещается в отдельном ряду. Остальные ступени располагаются следующим образом. В первом варианте: I-K.-III и //-K-/V; во втором варианте: Ур-1-III и Ур-11-IV.
Горизонтальные компрессоры средней производительности выполняются по схеме фиг. 59, в с симметричным расположением ступеней в дифференциальном блоке и первой ступенью двойного действия. Благодаря неравенству противоположных площадей поршней первой ступени в схеме имеет место некоторое неравенство поршневых сил ряда. По этой схеме выполнен воздушный компрессор типа 5Э-14-220 (V = 14 м3/мин, рк = 220 ати, п0 — 167 об/мин.). При большей производительности иногда такие компрессоры выполняют сдвоенными. Так выполнен компрессор типа ЗГ-100/200, предназначенный для сжатия азота или водорода до 200 ати (V = 100 м3/мин, пл = 125 об/мин., NK = 1760 кет). Однако значительная длина машины, получающаяся при однорядном расположении пяти ступеней в блоке, .а также большой вес дифференциального поршня ограничивают применение указанной схемы для компрессоров большой производительности. Поэтому крупные горизонтальные машины обычно выполняют двухрядными посредством сочетания двух- и трехступенчатых однорядных схем, в частности
136
Схемы и привод поршневых компрессоров
по схеме, изображенной на фиг. 59, г. По этой схеме выполнен воздушный компрессор на 200 ати с отбором воздуха при 6 ати после второй ступени (производительность ряда ступеней /—// — 113 м3/мин, ряда ступеней IV—III—V — 23 м3!мин, п0 = 125 об/мин., N = 1000 кет). Различие
Фиг. 59. Схемы пятиступенчатых компрессоров: а — вертикальный двухрядный; б — вертикальный трехрядный (с двумя вариантами расположения ступеней в первых двух рядах: I-K-III и 1I-K-IV. Ур-l-III и Ур-УЛ/V); в— горизонтальный однорядный; г— горизонтальный двухрядный.
между производительностью отдельных рядов делает их поршневые силы также различными. Уменьшить разницу поршневых сил можно посредством увеличения площади поршней ряда низкой производительности. С этой целью в данной машине уменьшен ход поршня ряда ступеней /У-///-У. Однако большая разница между производительностью рядсв компрессора, даже при наличии неодинаковых ходов поршней, приводит к значительной разнице в поршневых силах. В связи с этим механизм движения этих рядов приходится выполнять различным.
В настоящее время разрабатываются и другие схемы пятиступенчатых компрессоров. Так, например, закончен проект и начато изготовление пятиступенчатого углового компрессора с звездообразным (по окружности)
Схемы поршневых компрессоров
137
расположением цилиндров. Компрессор имеет семь цилиндров одностороннего действия (первая ступень выполнена в трех цилиндрах), одноколенчатый вал, прицепные шатуны и крейцкопфы на четвертой и пятой ступенях. Параметры этого компрессора следующие: 7 = 30 л/мин (по нагнетанию), рк = 400 ати, п — 1000 об/мин., NK = 220 кет.
Шестиступенчатые компрессоры
Шестиступенчатые компрессоры конструируются главным образом горизонтальными, реже — вертикальными (фиг. 60 и 61).
Вертикальные шеститупенчатые компрессоры строят для малой производительности по схеме фиг. 60, а. Применяются два варианта этой схемы.
Фиг. 60. Схемы шестиступенчатых вертикальных компрессоров: а — с дифференциальными поршнями во всех трех рядах (с двумя вариантами расположения ступеней: Z-K-ZV, 11-K-V и ZZZ-K-VZ; Z-Z-ZV, ZZ-ZZ-V и ZZZ-ZZZ-VZ), б — первая и вторая ступени выполнены в цилиндрах двойного действия и расположены в одном ряду.
В первом варианте достигается уравненность поршневых сил в каждом ряду. Порядок расположения ступеней по рядам: /-К-/7, //-К-V и III-K-VI. Во втором варианте первая, вторая и третья ступени — двойного действия, вследствие чего отсутствует уравненность поршневых сил в каждом ряду.
Вертикальные шестиступенчатые компрессоры на большую производительность строят по схеме фиг. 60, б, где первая и вторая ступени двойного действия, а остальные ступени — простою действия. Это позволяет получить уравненность поршневых сил в каждом ряду. Одной из особенностей этой схемы является охлаждение поршней высоких ступеней (III—VI и IV—V) за счет газа, всасываемого в первую ступень. По этой схеме выполнены, например, газовые компрессоры фирмы Бурхардт (V = 103 м3!мин, рк — — 850 ати, п0 = 187 об/мин., NK = 2000 кет). Конструкция этих компрессоров представлена на фиг. 128.
Горизонтальные шестиступенчатые компрессоры всегда выполняются двухрядными. Наиболее компактным компрессор получается при выполнении его по схемам, представленным на фиг. 61, а, б и в. Однако такие схемы предпочтительны при сравнительно небольшой производительности. Увеличение производительности при дифференциальном выполнении ряда связано с увеличением диаметра начальной ступени, а следовательно, и всего поршня.
138
Схемы и привод поршневых компрессоров
В результате поршень получается очень тяжелым. Поэтому компрессоры большой производительности выполняются по схемам, показанным на фиг. 61, г, 5, е, ж и з. Указанные схемы дают возможность осуществить подвешивание поршней ступеней низкого давления ряда, так как подвешивать весь
Фиг. 61. Схемы шести ступенчатых горизонтальных компрессоров:
а, б, в— первая ступень расположена в дифференциальном блоке (расположение ступеней: a — Z//-/-/-V и IV-II-II-VI', б — и V-1V-1V-VI\ в — 1L1-I-I1I и V-Vp-ZV-VZ);
г — первая и вторая ступени выполнены в цилиндрах двойного действия и расположены в разных рядах; д — первая ступень выполнена в цилиндре двойного действия, ступени высокого давления выделены в отдельный ряд; е, ж— первая, вторая и третья ступени выполнены в цилиндрах двойного действия, отличие схем в расположении ступеней высокого давления в дифференциальном блоке: е—IV-V-IV-VI', ж—yp-V-IV-УЦз—V/ступень выполнена в отдельном цилиндре.
дифференциальный поршень из-за большой длины практически нецелесообразно. Однако такое решение удлиняет машину, увеличивает число сальников и т. д.
По схеме фиг. 61, г Сумским машиностроительным заводом им. Фрунзе выполнен компрессор для конверсированного газа (V = 167 м3/мин, рк = = 300 ати, nQ = 100 об/мин., NiK = 1700 кет) с приводом от паровой машины. Однако известны аналогичные компрессоры фирмы Борзиг на те же параметры, выполненные по схеме фиг. 61, а. Последняя схема позволяет сократить длину машины и число сальников, а также не прибегать к устройству компенсационных полостей. Однако это, в свою очередь, потребовало изготовления поршней первой и второй ступеней скользящими со съемными
Схемы поршневых компрессоров
139
башмаками, залитыми баббитом. В эксплуатационных условиях эти машины показали надежную работу.
При выполнении компрессоров по схемам фиг. 61, б, в и д с целью сокращения трубопроводов между ступенями и удобства компоновки цилиндров близких диаметров ступени низкого давления выделены в один ряд, а высокого — в другой. Общий недостаток этих схем — разные величины поступательно движущихся масс по рядам.
По схеме фиг. 61, д выполнен шестиступенчатый компрессор фирмы Бор-зиг производительностью 67 мУмин и рк = 300 ати.
По схеме фиг. 61, в выполнен газовый компрессор фирмы Шкода (V = 100 мЧмин, рк = 300 ати, п0 = 125 об/мин., NK = 1800 кет) с рас положением кривошипов под углом 105° [21 ].
Выделение ступеней низкого давления в один ряд и ступеней высокого давления — в другой характерно для многих компрессоров современных конструкций. Эту тенденцию можно видеть также в схемах, изображенных на фиг. 61, е и ж.
По схеме фиг. 61, е построен крупный унифицированный шестиступенчатый компрессор типа 1 Г-266-320 для сжатия азотноводородной смеси = 266 ма/мин, рк — 320 ати, п0 = 125 об/мин., NK = 3760 кет). При наличии отбора газа после третьей ступени порядок расположения ступеней в этой машине осуществляется согласно схеме, показанной на фиг. 61, ж. В этой схеме, в отличие от схемы е, у сальника дифференциального блока вместо передней полости четвертой ступени имеется уравнительная полость, соединенная с нагнетанием четвертой ступени. Вследствие этого достигается уравненность поршневых сил в блоке, имеющем нечетное число ступеней простого действия. По-этой схеме (фиг. 61, ж) выполнен компрессор типа 1 Г-166-320 (V = 166 ма!мин, рк = 320 ати, п0 =125 об/мин.), предназначенный для сжатия азотноводородной смеси с 30-процентным отбором таза после третьей ступени. Конструкция этого компрессора представлена ла фиг. 111. При 400 ата компоновку компрессора можно производить по схеме, представленной на фиг. 61, з. По этой схеме, например, выполнен шестиступенчатый компрессор на давление 1000 атм (V = 73 ма/мин).
Семиступенчатые компрессоры
Семиступенчатые компрессоры выполняются чаще всего как горизонтальные машины по схемам, изображенным на фиг. 62. Последняя ступень в этих схемах уплотняется сальником и выделяется в отдельный цилиндр, устанавливаемый крайним в ряду за промежуточным фонарем. Обычно такие компрессоры имеют большую производительность.
В указанных схемах имеет место неравенство поршневых сил между рядами вследствие неодинакового распределения ступеней по рядам. Причем меньшее число ступеней имеет ряд последней ступени. Это объясняется тем, что в многоступенчатых компрессорах неравенство числа ступеней по рядам не вызывает большого различия в поршневых силах вследствие значительных отклонений сжимаемости реальных газов в последней ступени в сравнении с предыдущими. Кроме того, для получения благоприятной тангенциальной диаграммы в машинах со ступенями, в которых значительно сказываются отклонения в сжимаемости газа, более важную роль играет равенство работ по рядам, чем равенство поршневых сил. Для получения лучшей уравненности поршневых сил в пределах ряда первой ступени, имеющего четное число ступеней, в схеме, представленной на фиг. 62, а, выполняются две ступени двойного действия (первая и четвертая;, а в схеме б, при наличии одной ступени двойного действия, вводится в блок уравнительная полость, подключенная к нагнетанию третьей ступени. По схеме фиг. 62, а выполнен компрессор фирмы Шкода.
140
Схемы и привод поршневых компрессоров
По схеме фиг. 62, б выполнен семиступенчатый компрессор Сумского машиностроительного завода им. Фрунзе, принадлежащий к крупнейшим машинам этого типа (V = 167 м*/мин, рк = 850 ати, п0 = 125 об/мин., N3d = 4000 кет). Ряд последней ступени (IV-II-VII) в этом компрессоре имеет меньший ход (на 25%), чем другой ряд. Это обеспечивает нормальную работу сальникового уплотнения последней ступени и является выгодным с точки зрения прочности плунжера.
В заключение необходимо отметить, что изложенные в данной главе рекомендации по выбору схемы компрессоров дают предварительное решение
Фиг. 62. Схемы семиступенчатых компрессоров: а—первая ступень в дифференциальном блоке, б — первая ступень в отдельном цилиндре двойного действия.
задачи. Окончательный выбор схемы компрессора производится в процессе его дальнейшего проектирования и расчета с учетом конкретных условий работы компрессора и возможностей завода-изготовителя, а также выбранного привода компрессора.
§ 31. ПРИВОД ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
Под приводом компрессора будем понимать двигатель, приводящий компрессор в движение, а также промежуточные элементы, передающие движение от этого двигателя к компрессору (редуктор, ременная передача и т. д.).
Приводы поршневых компрессоров можно подразделить на три основные группы:
1) привод от электродвигателей постоянного и переменного тока (асинхронных и синхронных);
2) привод от поршневых двигателей (двигателей внутреннего сгорания или паровых машин);
3) привод, осуществляемый с помощью гидропередач, включающих в себя насос (со своим двигателем) и гидравлический двигатель-сервомотор.
Выбор типа привода определяется следующими факторами:
1) видом, количеством и качеством энергии, которой располагает предприятие, где устанавливается компрессор;
2) мощностью, потребляемой компрессором, и числом оборотов его вала;
3) способом передачи движения от двигателя к компрессору;
Привод поршневого компрессора
141
4) особыми условиями работы компрессорной установки.
Первый фактор оказывает существенное влияние на экономичность работы предприятия и поэтому имеет решающее значение для крупных компрессоров. Например, на химических комбинатах, где технологический процесс производства связан с потреблением большого количества пара низкого давления, целесообразно применять компрессоры с приводом от паровой машины с противодавлением. При наличии дешевого горючего газа, например вблизи месторождения естественных газов или металлургических комбинатов, в нефтедобывающей промышленности и на компрессорных станциях, обслуживающих газопроводы, наиболее экономичным может оказаться привод с газовым двигателем внутреннего сгорания — газомотором, работающем на газе, которым располагает предприятие.
Мощность, потребляемая компрессором, также имеет значение при выборе типа двигателя. Например, для привода компрессоров мощностью до 100 кет применяются асинхронные электродвигатели, а для больших мощностей — как асинхронные, так и синхронные.
Способ передачи движения от двигателя к компрессору также влияет на выбор типа двигателя. Двигатель может быть обособлен от компрессора или выполнен заодно с ним. При обособленном двигателе передача движения от вала двигателя на вал компрессора производится либо соединением валов с помощью муфт, либо посредством клиноременной передачи, редуктора, гидропередачи.
При соединении муфтами валы двигателя и компрессора должны иметь одинаковое число оборотов, что не всегда удается получить, используя типовые двигатели. При применении ременных передач или редукторов двигатели могут иметь значительно большие числа оборотов, чем компрессоры, вследствие чего при данной мощности двигатели имеют меньший вес и габариты. Практически клиноременные передачи применяют для малооборотных компрессоров мощностью до 200 кет.
Зубчатые передачи в поршневых компрессорах, вследствие периодического характера их работы, применяются редко.
Основное достоинство обособленного двигателя заключается в том, что он позволяет применять типовые двигатели. Однако, с точки зрения компактности и экономичности работы компрессорной установки, более совершенным является выполнение двигателя заодно с компрессором. Поэтому такую компоновку двигателя с компрессором, которая раньше применялась лишь в крупных машинах, в настоящее время часто применяют также в установках средней и малой мощности. Примером выполнения автономной установки с двигателем как одно целое с компрессором могут служить свободнопоршневые дизель-компрессоры.
Особые условия работы компрессорной установки могут также в значительной степени предопределять тип привода. Например, в передвижных установках привод компрессора должен обладать автономностью действия. В таких случаях в качестве привода целесообразно использовать двигатель внутреннего сгорания на жидком топливе. Для дожимающих ступеней компрессоров сверхвысокого давления, где возникают очень большие поршневые усилия (исчисляемые десятками и даже сотнями тонн), привод может осуществляться с помощью гидропередач. При выборе привода для экспериментальных компрессоров, в которых необходимо плавное регулирование оборотов в широком диапазоне, можно отдать предпочтение электродвигателям постоянного тока. В производственных же условиях, где числа оборотов валов у компрессоров могут быть постоянными, обычно в качестве электропривода применяют двигатели переменного тока.
Привод от электродвигателей имеет наибольшее распространение у поршневых компрессоров.
142
Схемы и привод поршневых компрессоров
Асинхронные электродвигатели с короткозамкнутыми роторами применяются для компрессоров с мощностями от самой малой до 2200 кет. Однако, для мощностей до 40—50 кет эти двигатели являются наиболее рациональными.
Основной недостаток этих двигателей состоит в том, что они развивают сравнительно низкий пусковой момент и потребляют при этом весьма большой пусковой ток. Первое обстоятельство для компрессоров не имеет большого значения, так как пуск компрессоров может производиться без нагрузки,, когда пусковой момент для трогания с места составляет всего 25—30% от момента полной нагрузки. Значительный же пусковой ток вызывает понижение и колебания напряжения в сети. Однако при включении в сеть, двигателей малой мощности воздействие их на сеть незначительно.
Асинхронные двигатели с фазным ротором имеют ротор с трехфазной обмоткой. При запуске этих двигателей включают посредством контактных колец и щеток в цепь обмотки ротора пусковой реостат и тем самым снижают пусковой ток и увеличивают пусковой момент.
Асинхронные двигатели с фазным ротором применяют в случаях трудного» запуска, когда к этому принуждают условия электросети, либо когда компрессор обладает очень большим маховым моментом и связан посредством понижающей передачи с быстроходным двигателем.
Недостатками асинхронного двигателя с фазным ротором являются следующие:
1) установка двигателя усложняется пускорегулирующими устройствами;
2) стоимость двигателя, по сравнению с короткозамкнутым, возрастает;
3) необходим уход за контактными кольцами и щетками.
Основная особенность синхронных двигателей заключается в том, что они способны работать с cos <р, равным единице, и даже могут быть источником реактивной мощности и улучшать cos <р в энергетической системе. Указанное обстоятельство говорит в пользу применения синхронных двигателей для привода компрессоров большой мощности, несмотря на более высокую стоимость этих двигателей и потребность в более квалифицированном обслуживании.
Синхронные двигатели имеют более трудный запуск, требуют больших маховых моментов и полной разгрузки компрессора при пуске.
Для привода крупных компрессоров в СССР и США предпочтение отдается синхронным двигателям, в Германии же перед второй мировой войной для этих же целей применялись как асинхронные короткозамкнутые двигатели» так и синхронные.
Рассмотрим типы электродвигателей, применяемых для привода поршневых компрессоров в зависимости от мощности последних, числа оборотов» конструктивных и других особенностей.
1. Синхронные электродвигатели чаще всего применяются с числом оборотов п0 < 600 об/мин., причем крупные компрессоры обычно имеют п0 = = 125,167 или 187 об/мин. Асинхронные электродвигатели выполняют обычно с числом оборотов п0 = 600—1500 об/мин. Большие числа оборотов позволяют снизить габариты и стоимость этих машин. Кроме того, малооборотные трехфазные асинхронные двигатели имеют низкие коэффициенты мощности (cos ф).
2. При мощности до 100 кет применяются исключительно асинхронные двигатели. Причем при мощности до 50 кет применяются только асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором, а при мощности больше 50 квпг применяются также асинхронные двигатели с фазным ротором.
3. При мощности компрессора NK> 100 кет применяются как асинхронные, так и синхронные двигатели.
Привод поршневого компрессора
143
4. Горизонтальные компрессоры мощностью выше 150—200 кет выполняются обычно с малооборотными синхронными электродвигателями.
В тех случаях, когда особо важно получить компактную и легкую компрессорную установку, применяют многооборотные компрессоры. При мощности их ниже 150 кет привод делается от специального фланцевого электродвигателя, статор которого своим фланцем крепится к станине компрессора, а ротор насаживается на удлиненный конец коленчатого вала. При мощности же больше 150 кет мотор электродвигателя не соединяется со станиной компрессора, а устанавливается на общей с компрессором или отдельной от него фундаментной плите. При этом ротор насаживается на удлиненный конец коленчатого вала, который при тяжелом роторе опирается на выносной подшипник.
Соединение компрессора с обособленным электродвигателем, когда их числа оборотов одинаковы, осуществляется с помощью нежестких муфт. Причем полумуфта на конце вала компрессора обычно конструируется так, чтобы она выполняла и роль маховика. В том случае, когда число оборотов компрессора меньше, чем у электродвигателя, соединение их осуществляется с помощью клиноременной передачи. Причем шкив на валу компрессора одновременно должен быть и маховиком.
Достоинства приводов с электродвигателями заключаются в простоте устройства и обслуживания, постоянной готовности к действию, надежности в работе, компактности, относительно малых весах и стоимости.
Недостатком таких приводов является то, что при электродвигателях переменного тока регулирование производительности компрессора приходится осуществлять не изменением числа оборотов, а другими способами (при п0 = const), менее экономичными, чем изменение чисел оборотов. При этом применение специальных регулирующих устройств усложняет конструкцию компрессора. Кроме того, привод с электродвигателем не обладает автономностью действия, что не позволяет применять его в ряде передвижных компрессорных установок.
Привод от поршневых двигателей, особенно паровых машин, имеет в настоящее время значительно меньшее распространение, чем привод от электродвигателей, и применяется только при особых условиях, благоприятствующих его применению.
Для привода поршневых компрессоров применяются следующие типы двигателей внутреннего сгорания: двигатели с самовоспламенением рабочей смеси от сжатия (дизели) и двигатели с искровым зажиганием — карбюраторные и газомоторы. Дизели по экономичности выше карбюраторных двигателей. В связи с этим привод от дизелей применяется в стационарных и передвижных установках для компрессоров средней и большой производительности, тогда как карбюраторные двигатели применяются главным образом в передвижных установках для привода компрессоров малой производительности.
Все двигатели внутреннего сгорания (дизели, карбюраторные двигатели и газомоторы) могут быть четырехтактными или двухтактными.
Основным преимуществом двухтактных двигателей является более высокая литровая мощность: при тех же размерах цилиндра и одинаковом числе оборотов мощность двухтактных двигателей превышает мощность четырехтактных (примерно на 70—80%).
Высокая литровая мощность позволяет сократить вес и габариты двигателя.
К недостаткам двухтактных двигателей относятся:
1) необходимость в продувочном насосе;
2) высокая тепловая напряженность цилиндров и поршней вследствие удвоенного числа рабочих ходов;
144
Схемы и привод поршневых компрессоров
3) несколько повышенный расход топлива, в основном за счет работы продувочного насоса, а также недостаточно полной продувки;
4) повышенный расход смазки, что объясняется уносом масла через продувочные окна и расходом его на продувочный насос.
Несмотря на указанные недостатки, двухтактные двигатели имеют широкое применение в практике и наблюдается тенденция их преимущественного оаспространения.
6) компрессор
Двигатель
Ряд компрессора .
Фиг. 63. Схемы компрессорных установок с приводом от двигателей внутреннего сгорания: а— с последовательным расположением цилиндров; б — с оппозитным расположением
цилиндров; в — с параллельным расположением цилиндров; г— с вертикальным расположением цилиндров двигателя; д— с V-об- ’ разным расположением цилиндров двигателя.
Компоновка компрессора с двигателями внутреннего сгорания может осуществляться тремя основными способами:
1) соединением валов двигателя и компрессора с помощью муфт (в установках малой мощности);
2) соединением компрессора с двигателем в одну машину с общим коленчатым валом по схемам фиг. 63;
3) непосредственным соединением компрессора с двигателем без коленчатого вала подобно свободнопоршневым дизель-компрессорам (фиг. 6).
По схемам фиг. 63, а и в компонуются обычно установки с большими газовыми двигателями, которые в этом случае строятся четырехтактными с цилиндрами двойного действия. Такие цилиндры располагаются попарно последовательно, тогда на каждый ход поршня приходится рабочий ход двигателя, вследствие чего равномерно загружается механизм движения компрессора и может быть уменьшен маховик.
К недостаткам схемы а относятся следующие:
1) в мертвых точках происходит сложение поршневых сил двигателя и компрессора; это вынуждает рассчитывать шатунно-кривошипный механизм на прочность по их суммарной величине, вследствие чего механизм движения получается тяжелым;
2) вследствие нагрева цилиндра двигателя происходят значительные перемещения цилиндров компрессора и возможно искривление оси ряда.
Привод поршневого компрессора
145
Расположение цилиндров по схеме б свободно от основных недостатков схемы а. Механизм движения компрессора не связывается с валом, а крейцкопф компрессора соединяется тягами с крейцкопфом двигателя, чем достигается прямая передача усилий от двигателя к компрессору. Такие машины изготовляются мощностью до 1500 л. с. в агрегате.
Общим недостатком любого последовательного расположения цилиндров являются значительные размеры установки по длине.
Параллельное расположение цилиндров по схеме, изображенной на фиг. 63, в компактнее последовательного. Оно обеспечивает независимость конструкций компрессора и двигателя и позволяет выбирать различный ход поршня для них. Поэтому такая компоновка с четырехтактными двухцилиндровыми газомоторами двухстороннего действия имеет большее распространение, чем компоновка по схеме фиг. 63, а.
В настоящее время значительное распространение получили компоновки с угловым расположением цилиндров, в которых цилиндры компрессора располагаются горизонтально, а цилиндры двигателя — вертикально (фиг. 63, г) или V-образно (фиг. 63, д). В последнем случае угол развала между силовыми цилиндрами составляет 60°.
Компоновки установок с угловыц расположением цилиндров имеют ряд преимуществ по сравнению с горизонтальным.
При угловом расположении рядов противовесы на коленчатом валу могут значительно уравновесить силы инерции поступательно-движущихся масс. Вследствие разновременности действия максимальных поршневых сил от двигателя и компрессора коленчатый вал не нагружается их суммой. Эти особенности компоновок по схемам фиг. 63, г и д позволяют значительно повысить число оборотов машины, примерно вдвое снизить потребную площадь для установки, намного сократить массу фундамента и уменьшить маховик.
Наиболее распространенные передвижные компрессорные установки, выпускаемые отечественными заводами, оборудуются карбюраторными двигателями автомобильного типа ЗИС-120 и 1-МА, а также быстроходными бескомпрессорными дизелями автотракторного типа ЯАЗ-204, КДМ-46 и Д-54.
Использование автотракторных дизелей для привода передвижных компрессорных установок является наиболее целесообразным по эксплуатационным соображениям. Эксплуатационная мощность автомобильного двигателя в стационарных условиях всегда меньше его номинальной мощности, на которой допускается лишь кратковременная его работа. Поэтому для обеспечения длительной работы компрессорной установки необходимо, чтобы номинальная мощность автомобильного двигателя была больше необходимой на 35%. Для тракторных двигателей эта разница меньше и может составлять около 10%.
Основные преимущества установок свободнопоршневых дизель-компрес-соров (СПДК) следующие: 1) компактность и малый вес; 2) высокая экономичность; 3) полная уравновешенность сил инерции и, как следствие, отсутствие необходимости в фундаменте; 4) возможность сравнительно просто регулировать производительность компрессора путем изменения хода поршней при изменении подачи топлива; 5) значительно меньший расход металла на изготовление по сравнению с обычными компрессорными установками и т. д.
Наряду с этим установки СПДК имеют также и ряд следующих недостатков: 1) установки имеют меньший моторесурс и требуют более квалифицированного обслуживания; 2) конструкция и изготовление СПДК более сложны; 3) для устойчивой работы установки при изменении нагрузки в широком диапазоне требуются воздушные буфера; это усложняет конструкцию и делает ее менее компактной; 4) так как ход поршней в СПДК
10 Захаренко и др. 314
146
Схемы и привод поршневых компрессоров
переменный, то качество процесса продувки меняется с изменением нагрузки двигателя; 5) в СПДК привод вала топливного насоса осуществляется от его поршневой группы, поэтому около внутренней мертвой точки, когда поршни сходятся и движение их сильно замедляется, вращение вала насоса также замедляется; это затрудняет нормальный впрыск топлива в цилиндр двигателя.
Однако уже при существующем уровне развития СПДК их преимущества более существенны, чем недостатки. Наиболее целесообразно применять СПДК в транспортных установках небольшой производительности, работающих периодически и кратковременно и требующих максимальной автономности, легкости и уравновешенности.
«)
Ряд компрессора
Паровая машина
Паровая машина
Ряд компрессора
Фиг. 64. Схемы двухрядных компрессорных установок с приводом от паровой машины: а — с последовательным расположением цилиндров; б — с параллельным расположением цилиндров.
Паровая машина
При приводе компрессоров от двигателя внутреннего сгорания требуется полная разгрузка компрессора при пуске. Это особенно важно для газомоторов, запуск которых вообще затруднен.
Привод поршневых компрессоров с помощью паровых машин в настоящее время применяется исключительно редко — лишь при наличии на предприятии достаточного количества пара, необходимого для его технологических нужд.
Современные паровые машины работают на перегретом или насыщенном паре. Причем машины, построенные для перегретого пара, могут экономично работать и при насыщенном паре» Обычные параметры пара на входе в паровую машину: температура до 500° С, давление до 10—20 ата (но может доходить до 130 ата). В зависимости от величины давления пара на выходе р'к различают машины, работающие на конденсацию (р'к = 0,1 -=- 0,25 ата), на атмосферу и с противодавлением (р’к = 2—4 ата, иногда выше).
Для поршневых компрессоров применяются обычно горизонтальные паровые машины с противодавлением, одинарного или двойного расширения по схемам фиг. 64, а (иногда однорядные) и б.
Эти схемы имеют те же преимущества и недостатки, которые были указаны для аналогичных компоновок в случае привода от двигателя внутреннего сгорания.
Привод по схеме а применяется в стационарных компрессорах большой мощности. При этом цилиндры паровой машины в ряду располагают между коленчатым валом и цилиндрами компрессора. Такое расположение удобно для передачи движения от коленчатого вала к распределительным органам паровой машины.
По такой схеме привод от паровой машины применяется, например, для шестиступенчатого компрессора конверсированного газа Сумского завода им. Фрунзе (рк = 300 ата, V = 167 мЧмин, п0 = 100 об/мин., NiK — = 1700 кет). Паровая машина — одинарного расширения, выполнена в двух
Привод поршневого компрессора
147
цилиндрах и имеет клапанное парораспределение. Регулирование числа оборотов — в диапазоне ПО—30 об/мин. Мощность паровой машины —т 2060 кет [2].
Компоновки по схеме фиг. 64, б применяются при небольших компрессорах с одноцилиндровой паровой машиной одинарного расширения, например в циркуляционных насосах.
Перед пуском паровой машины необходимо установить кривошипный механизм в пусковое положение, а также произвести предварительный прогрев машины во избежание сильной конденсации паров в начале работы.
Основное преимущество установок с приводом от поршневого двигателя заключается в возможности регулирования производительности компрессоров за счет изменения числа оборотов вала (или хода поршня у СПДК). Причем привод от паровой машины легко допускает снижение числа оборотов до 35% от номинального. Двигатели внутреннего сгорания тоже допускают снижение числа оборотов, но в более узких пределах, чем паровые машины, так как у этих машин при низких оборотах ухудшается процесс сгорания. Установки с приводом от двигателей внутреннего сгорания имеют, кроме того, существенное достоинство, связанное с автономностью их действия.
Основные недостатки установок с приводом от поршневых двигателей состоят в том, что они по простоте устройства и обслуживания, надежности в работе, компактности, весу и стоимости уступают (кроме специальных случаев) установкам с приводом от электродвигателей. Вследствие этого, как указывалось, привод от поршневых двигателей, особенно от паровых машин, находит применение лишь при наличии особо благоприятных специфических условий.
Привод с помощью гидропередачи в поршневых компрессорах применяется для ступеней сверхвысокого давления. В таких ступенях вследствие наличия больших поршневых усилий обычный крйво-шипно-шатунный механизм получается слишком громоздким.
Гидравлической передачей называют пару насос—гидравлический двигатель. Рабочая жидкость (в большинстве случаев минеральное масло) подводится от насоса к гидравлическому двигателю, где ее энергия превращается в механическую работу. Если гидравлический двигатель создает при этом возвратно-поступательное движение (или периодически поворотное движение) то его называют сервомотором.
Насос и гидравлический двигатель могут быть соединены трубопроводом или же составлять один агрегат.
Подвод энергии к компрессору при применении гидропередачи (фиг. 65) производится непосредственно от сервомотора, так как поршни обеих машин расположены на одном штоке.
Необходимые большие' давления в цилиндре ступени сверхвысокого давления достигаются сравнительно небольшим давлением рабочей жидкости в сервомоторе за счет большой разности площадей поршней сервомотора и компрессора. Требуемое максимальное давление масла рс в сервомоторе (без учета сил трения) равно
Рс = Р2^с,
где Fc и Fn — рабочие площади поршней сервомотора и компрессора.
Чем больше рабочая площадь сервомотора в сравнении с компрессором, тем меньше требуемое давление масла.
На фиг. 65 представлены принципиальные схемы применяемых компрессорных установок, выполненных с гидропередачей.
Работа установок ясна из схем, представленных на фиг. 65, а и б.
ю*
148
Схемы и привод поршневых компрессоров
Возвратно-поступательное движение поршней компрессора достигается при отсутствии у него кривошипно-шатунного механизма. В установке по схеме а имеется кривошипно-шатунный механизм только в насосе, где поршневые усилия значительно меньше, чем у компрессора. Если обозначить — ход поршня сервомотора и Рс — его поршневое усилие, a FH и SH — рабочая площадь и ход поршня насоса, Р„ — его поршневое усилие, iH — количество насосов, то из условия материального баланса (пренебрегая протечками) получим
а)
FCSC = РцЗц1н>
Компрессор
Компрессор
?2Ц
Поршневой насос
Плунжер
Сервомотор
Плунжер
Сервомотор
Трубопроводы гидравлической системы б)
„ Золотниковое устройство
Механизм, \ а
переклю чающий^ золотники J
Винтовой насос
?2Uf
Компрессор
Сервомотор
Компрессор
Фиг. 65. Схемы привода ступеней высокого давления поршневых компрессоров с помощью гидропередач:
а— с насосом поршневого типа, б— с насосом винтового типа.
откуда
Рн$с
Р С 1н$н
С другой стороны, так как давления масла в цилиндрах сервомотора Р Р F
и насоса равны, то -к- — , откуда Р„ = Р .
* С • Н Г с
Подставляя сюда полученное выше отношение площадей, получим
___ D $с и — Г с ; q . * 1н^н
Но так как Рс = а = р„2 , то
* с p.=p.tF.^=p-^
Из последнего равенства следует, что чем больше будет ход поршня насоса SH в сравнении с ходом компрессора S„ и чем больше число насосов,
Привод поршневого компрессора
149
тем меньше будет поршневое усилие насоса Рн в сравнении с поршневым усилием компрессора Р.
Максимальное же поршневое усилие Pwmax, действующее на кривошипношатунный механизм насоса, будет меньше Р„, так как насос — двойного действия, а следовательно, усилию Рн с одной стороны поршня насоса будет противодействовать усилие Р'н = FHp'c (рс — давление масла, соответствующее процессу всасывания в компрессоре) с противоположной его стороны.
Привод с помощью гидропередачи позволяет в широком диапазоне регулировать производительность компрессора. Это достигается за счет смещения вниз хода поршней сервомоторов и связанных с ними плунжеров компрессора, что приводит к результату, равносильному увеличению мертвого пространства в компрессоре. Смещение поршней достигается перестановкой золотника (на схеме не показан), который открытием отверстий для выпуска масла ограничивает верхнее положение поршня сервомотора, а следовательно, и плунжера компрессора.
Применение гидропередачи, кроме того, уменьшает неприятные последствия, которые могут произойти при защемлении плунжера компрессора в его цилиндре. Опасность таких защемлений в ступенях сверхвысокого давления вследствие малых зазоров более вероятна, чем в ступенях с меньшим давлением. , При кривошипно-шатунном приводе плунжеров такие защемления могут привести к крупной аварии машины. При применении же гидропередачи цилиндр насоса на этот случай снабжен предохранительными клапанами для перепуска масла.
По схеме фиг. 65, а осуществлен привод двух последних ступеней горизонтального компрессора на 1000 ат фирмы Зульцер [12].
В принципе по такой же схеме выполнена отечественная установка с дожимающим вертикальным компрессором на 6000 ат (рн = 1000 атм) конструкции Корндорфа [26]. В этой установке цилиндры сервомоторов располагаются непосредственно на цилиндре насоса.
В установке по схеме фиг. 65, б отсутствует кривошипно-шатунный механизм. Регулирование производительности компрессора достигается путем изменения производительности масляного насоса за счет изменения его числа оборотов, а следовательно, изменения числа циклов компрессора, или (при постоянном числе оборотов насоса) путем перепуска масла на слив [56].
По схеме фиг. 65, б выполнена разработанная в Ленфилиале НИИхиммаш установка с одноступенчатым этиленовым дожимающим компрессором (рн = 350 ата и рк = 2000 ата).
Рассматриваемые установки с гидропередачей наряду с отмеченными выше преимуществами имеют ряд следующих недостатков:
1) большие потери масла через неплотности;
2) большая чувствительность механизмов гидропередачи к загрязнению масла, что требует непрерывной очистки его в системе циркуляции;
3) необходимость применения дополнительных механизмов (сервомотора, насоса и пр.), что значительно усложняет установку и ее эксплуатацию;
4) более низкий к. п. д., гидравлические удары, малая скорость поршня (с„ ^0,6 м/сек) и т. п.
Конкретное решение задачи о целесообразности того или иного типа привода и его параметров требует в отдельных случаях специального изучения и сопоставления характеристик двигателя и компрессора.
ГЛАВА VI
ОРГАНЫ, УПРАВЛЯЮЩИЕ ВСАСЫВАНИЕМ И НАГНЕТАНИЕМ КОМПРЕССОРОВ
Работа поршневого компрессора состоит из периодически повторяющихся процессов всасывания, сжатия, нагнетания и расширения. В период всасывания рабочая камера цилиндра сообщается только со всасывающим патрубком, а в период сжатия она закрыта, т. е. разобщена с внешними системами трубопроводов. В период нагнетания внутренняя полость цилиндра сообщается только с нагнетательным патрубком, а в период расширения она закрыта, так же как и в период сжатия.
Для присоединения рабочей полости цилиндра к внешним системам трубопроводов и разобщения с ними устанавливаются специальные запорные органы, управляющие всасыванием и нагнетанием.
В поршневых компрессорах находят применение следующие запорные органы: самодействующие клапаны и клапаны и золотники принудительного действия. Наибольшее распространение получили самодействующие клапаны. Органы принудительного газораспределения применяются крайне редко. Ограниченность их применения обусловливается сложностью устройства привода и неэкономичностью машин при работе на нерасчетном режиме. Подробно этот вопрос освещен в § 37. Клапаны являются чрезвычайно ответственными элементами компрессора, определяющими не только экономичность его работы, но и надежность.
Выбору рационального типа клапанов и их числа, -а также размеров основных деталей, уделяется особое внимание при проектировании компрессора.
Ввиду сложности физического процесса и одновременного действия ряда переменных факторов возникают большие затруднения в получении обобщенных зависимостей для решения указанных вопросов. Поэтому выбор основных параметров клапанов производится ориентировочно на основании имеющихся опытных данных и рекомендаций отдельных авторов. В области исследования клапанов выполнен ряд работ, среди' которых значительное место занимают работы Н. А. Доллежаля, М. И. Френкеля, Т. Ф. Кондратьевой, Н. М. Самсонова. Работы Н. А. Доллежаля [68, 69], по существу, положили начало глубокому теоретическому, а также экспериментальному исследованию газодинамики клапанов и определили направление дальнейших исследований. Работы М. И. Френкеля и Т. Ф. Кондратьевой послужили основанием для создания новых нормалей клапанов.
§ 32. ТИПЫ САМОДЕЙСТВУЮЩИХ КЛАПАНОВ И ИХ ОСОБЕННОСТИ
На фиг. 66 представлена схема устройства самодействующего клапана. Когда усилие, создаваемое давлением превысит сопротивление от давления р и затяга пружины, клапан откроется. При соответствующем уменьшении давления р* клапан закроется. Перемещение закрывающих органов
Типы самодействующих клапанов и их особенности
151
(открытие и закрытие) в самодействующих клапанах осуществляется самим потоком газа под действием разности давлений в рабочей полости и в патрубках.
Самодействующие клапаны в цилиндре компрессора автоматически поддерживают давления всасывания и нагнетания, очень близкие по величине
к давлениям во всасывающем и нагнетательном патрубках. В настоящее время самодействующие клапаны применяются почти во всех поршневых компрессорах.
Рассмотрим схемы различных конструкций самодействующих клапанов, классифицируя их по форме закрывающих органов.
Клапаны с плоской тарелочкой
На фиг. 67 представлена схема самодействующего нагнетательного клапана с закрывающим органом в форме плоской тарелки. Клапан установлен
Фиг. 66. Схема устрой-1 ства самодействующего клапана:
в гнезде, которое имеется в крышке цилиндра 4. , _ седло. 2_закрыва1ОЩИЙ
Седло клапана 5 выполнено В виде чаши, В днище Орган; J — ограничитель; которой имеется отверстие, служащее для прохода 4 пружина, газа, когда клацан открыт, и перекрываемое тарелкой 7, когда клапан закрыт. Седло клапана является базой для сборки деталей всего клапана.
Фиг. 67. Самодействующий клапан с плоской тарелочкой.
Ограничитель 6 служит для ограничения подъема закрывающего органа и для направления движения последнего между седлом и ограничителем (с помощью выступов Б). Ограничитель имеет гнездо для установки клапанной пружины 1, которая силой своей упругости ускоряет движение закрывающего органа от ограничителя подъема к седлу во время закрытия и смягчает удары закрывающего органа об ограничитель подъема во время открытия.
В ограничителе подъема имеется, кроме того, ряд отверстий В, через которые проходит газ, когда клапан открыт. В центре пружинного гнезда имеется отверстие Г, служащее для того, чтобы газ, находящийся в пружинном гнезде, не препятствовал движению закрывающего органа при открытии клапана. В нижней части седла и в верхней части ограничителя подъема
152
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
имеются кольцевые выточки, которые служат для центровки клапана и укладки уплотняющих колец 3. Клапан закрепляется посредством нажимной втулки 2.
Когда в рабочей камере цилиндра давление газа достигнет величины р 2, несколько большей давления р2 газа в нагнетательном патрубке, закрывающий орган поднимется на величину hK. Клапан откроется, и газ из цилиндра будет вытекать через отверстие А в седле по образовавшейся кольцевой щели между сеДлом и закрывающим органом и через отверстия В войдет в нагнетательный патрубок.
Обычно площадь сечения канала, по которому проходит газ через клапан, имеет наименьшую величину в кольцевой щели, образующейся между закрывающим органом и седлом.
Площадь сечения этой щели при полном подъеме закрывающего органа будет
nOchK, (303)
где 1К — периметр отверстия А;
1К = лП/, (304)
Dc — диаметр отверстия в седле клапана (см. фиг. 67).
Площадь fK является минимальной для прохода газа и определяет максимальную скорость газового потока, проходящего через клапан. Эта скорость в основном определяет газодинамическое сопротивление клапана. Суммарные площади потока в других сечениях как в отверстии седла, так и в отверстиях подъема должны быть больше сечения fK.
Клапаны с плоскими тарелочками применяются как нагнетательные и как всасывающие на всех ступенях малых компрессоров и на ступенях высокого давления более крупных машин.
Клапаны с коническими тарелочками
На фиг. 68 схематически изображены конструкции нагнетательного (а) и всасывающего (б) клапанов с закрывающими органами в форме конических тарелочек.
Фиг. 68. Клапаны с коническими тарелочками: а — нагнетательный; б — всасывающий;
1 — седло; 2 — ограничитель; 3 — закрывающий орган; 4 — пружина.
Эти клапаны, по сравнению с ранее рассмотренными, обладают меньшим газодинамическим сопротивлением благодаря улучшенной форме проточной части.
При конструировании всасывающего клапана следует обратить внимание на прочность стержня закрывающего органа, так как в случае обрыва его тарелка может попасть в цилиндр и вызвать серьезную аварию.
Типы самодействующих клапанов и их особенности
153
При открытом клапане кольцевая щель, соответствующая диаметру Dcpt обусловливает наименьшее сечение для прохода газа (фиг. 69).
Согласно схеме, изображенной на фиг. 69, длина средней окружности
щели при полном открытии клапана равна lK = nDcp = л + 4Fsin2р) . (305)
При этом проходное сечение щели клапана будет
fK=1КАВ = я hK sin $(dc 4- sin 2р). (306)
Клапаны с коническими тарелочками могут применяться в тех же случаях, как и клапаны с плоской тарелочкой. Особенностью их является исключительно малая величина мертвых пространств.
Фиг. 69. К расчету сечения fx клапана с конической тарелочкой.
Клапаны со сферическими тарелочками
На фиг. 70 представлена конструкция клапана с закрывающим органом в форме сферической тарелочки.
Эти клапаны ртлйчаются от ранее рассмотренных лучшей обтекаемостью каналов и большим мертвым пространством. В клапанах со сферическими 3 .
Фиг. 71. К расчету сечения fx клапана со сферической тарелочкой.
1 — седло; 2 — ограничитель подъема; 3 — закрывающий орган; 4 — пружина.
Фиг. 70. Клапан со сферической тарелочкой:
тарелочками отсутствуют специальные
устройства для направления закрывающих органов. Правильная посадка их на седла и ограничители обеспечивается правильностью геометрических форм и размеров всех деталей,
а также соосностью отверстий в седлах и гнезд для пружин в ограничителях.
Герметичность клапанов зависит, главным образом, от соблюдения правильной сферической формы тарелочки.
Согласно схеме фиг. 71, при открытом клапане проходное сечение равно
(307)
154
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
где Лщ — наименьшее расстояние между седлом и закрывающим органом, соответствующее данному hK.
Из фиг. 71 можно получить
АВ= ]/(/? + г)2 -(^ + г)2 ;
НС = Л В -р
ОС= У(ВСУ+^ + г^ =
= ]Z(R + r)z + h^K + 2hK |/(7? + r)2_^ + ^2-
Учитывая, что
= ОС - (Я + г)
и подставляя значение ОС, будем иметь
+ г)2 + Л2 + 2hK /(£ + Г)2_а2 — R — r. (308)
Из подобия треугольников ВОС n .KNC можно получить ср \Ьщ + К + г]> где
Dc I а = -f + г.
(309)
Рассматриваемые клапаны могут применяться в малых компрессорах у различных ступеней с давлением до 500 ати. В компрессорах большой производительности количество таких клапанов должно быть очень большим, что, однако, создаст большую вероятность всякого рода неполадок.
Клапаны с кольцевыми пластинами
Клапан с закрывающими органами в форме кольцевых пластин представлен на фиг. 72.
Клапаны с кольцевыми пластинами могут быть однопроходными и много-
Фиг. 72. Клапан с кольцевыми пластинами:
1 — седло; 2 — ограничитель; 3 — кольцевая пластина; 4—цилиндрическая пружина; 5—кольцевая пружина; 6 — стяжной болт.
ля потока газа определяется количе-ством кольцевых отверстий А в седле клапана, а следовательно, и количеством кольцевых пластин, являющихся закрывающими органами. На фиг. 72 представлен кольцевой клапан.
В рассматриваемом клапане пружины могут быть цилиндрическими из стальной проволоки, по нескольку штук на кольцевую пластину. При этом пластина будет прижиматься к седлу недостаточно равномерно. Для обеспечения равномерного воздействия на пластину иногда применяют кольцевые пружины, изготовленные из стальной полосы (фиг. 72, 5).
Для предотвращения радиальных сдвигов кольцевых пластин во время их перемещения служат выступы Б, которые находятся на ограничителе подъема (три-четыре на одну кольцевую пластину).
Типы самодействующих клапанов и их особенности
155
Клапаны с кольцевыми пластинами получили большое распространение а применяются в компрессорах низкого и среднего давлений. У машин большой и средней производительности они делаются многопроходными.
Если в многопроходном клапане, согласно фиг. 72, средние диаметры кольцевых отверстий в седле клапана для прохода газа обозначить через Dcl, Dc3, Dc3 и т. д., то общая длина осевой линии щелей между седлом и закрывающими органами будет
1К = 2л (Del + Dci +DC3 + ...) = 2n2Dc. (310)
Соответствующая площадь в щелях открытого клапана будет равна
fK = 2nhKZDc. (311)
Проходное сечение в отверстиях седла клапана (в свету), а также в отверстиях ограничителя подъема (в свету) должна быть не меньше fK.
Клапаны с кольцевыми пластинами по газодинамическим сопротивлениям близки к клапанам с плоскими тарелочками.
Клапаны с полосовыми пластинами
На фиг. 73 представлена схема конструкции одной ячейки клапана с закрывающими органами в форме полосовой пластины, а на фиг. 74—рабочий чертеж этого4 клапана.
Фиг. 73. Схема клапана с полосо- -t—pj
выми пластинами. • Деталь 4
Рассматриваемые клапаны состоят из комплекта ячеек, расположенных в одном или нескольких рядах. У всех ячеек седлом клапана является общая клапанная плита 1 с продолговатыми прямоугольными отверстиями А. Ограничители подъема 2 могут быть выполнены для каждой ячейки отдельно (как на фиг. 73) в виде колодок с углублениями в форме сегмента круга. Между ограничителями подъема и седлом помещаются плоские направляющие 4, которые имеют такую же толщину S, как и самопружинящие полосовые пластины 3, играющие одновременно роль закрывающих органов и пружин. Прямоугольные вырезы в направляющих 4 образуют гнезда для концов пластин 3. Под действием небольшой разности давлений Др по обе стороны клапана полосовая пластина прогибается по радиусу 7?, ложится на кривую поверхность ограничителя подъема и открывает отверстие А в седле клапана для прохода газа. Газ, проходя отверстие Д, делится на два симметричных потока, вытекающих из щелей и имеющих очертание в свету в виде одинаковых сегментов с радиусами (7?—S) и стрелой прогиба hK. Как только разность давлений Др исчезает, полосовая пластина выпрямляется и закрывает собой отверстие А в седле клапана.
156
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
Характерная особенность этих клапанов заключается в том, что в них площадь щели для прохода газа больше, чем у всех рассмотренных выше конструкций при той же общей площади для размещения клапанов.
Напряжения, возникающие при изгибе полосовых пластин изменяются от нуля до максимума. Величина напряжений при данной стреле прогиба пропорциональна кубу толщины пластины. Поэтому для долговечной работы клапана толщина пластины б задается небольшой (десятые доли мм). Благодаря малой величине б подобные клапаны могут применяться только у ступеней низкого давления.
Вид 6
Вид В
Фиг. 74. Конструкция клапана с полосовыми пластинами.
Если обозначить радиус кривизны .ограничителя подъема пластины через R и центральный угол, опирающийся на дугу ограничителя подъема, через <р, то, согласно схеме фиг. 73, максимальная величина подъема пластины будет
/Uax = S(l-COS-f-). (312)
Полная площадь одной ячейки для прохода газа с обеих сторон ограничителя подъема будет
fK = (R- б)2(ф - 4-sin ф) . (313)
Прямоточные клапаны для низких давлений *
Прямоточный клапан собирается из деталей двух различных форм. Конструкция этих деталей представлена на фиг. 75. Деталь 1 представляет собой металлическую прямоугольную призму, у которой с одной сто-
Разработаны Ленфилиалом НИИхиммаш.
Типы самодействующих клапанов и их особенности
157
роны имеется скос в виде наклонной плоскости С, являющейся ограничителем подъема закрывающего органа. С другой стороны этой призмы имеется ряд постепенно углубляющихся выфрезерованных каналов а для прохода газа. Плоскость ш этой стороны призмы является седлом для закрывающего органа. Таким образом, эта деталь одновременно играет роль седла клапана (одна сторона призмы) и ограничителя подъема (другая сторона призмы).
Цеталь 2 — закрывающий орган — представляет собой тонкую стальную пластину с вырезами d. Концы этой пластины до вырезов и сторона, противоположная вырезам, защемляется между деталями 1. Промежуток между вырезами остается свободным и, отгибаясь, дает проход газу. На фиг. 75 показана конструкция прямоточного клапана, представляющего собой набор чередующихся деталей 1 и 2, скрепленных стяжными болтами и плитами. Причем одна половина является всасывающим клапаном, другая же, собранная из перевернутых деталей 1 и 2, является нагнетательным клапаном.
Высота подъема запорных органов hK оказывается переменной и имеет максимум при выходе газа из клапана, тогда как проходное сечение по пути газа остается почти постоянным.
Согласно обозначениям фиг. 75, для клапана с количеством каналов iK это проходное сечение будет
fK = Ч bhK. (314)
Рассматриваемые клапаны могут применяться в компрессорах на первой и второй ступенях, т. е. в области низких давлений. При более высоких давлениях пластина закрывающего органа должна быть более толстой и в месте изгиба ее (вблизи зажатого края) возникают большие знакопеременные напряжения, приводящие к разрушению.
Основными преимуществами прямоточных клапанов являются большие суммарные проходные сечения щелей и, как следствие, малые газодинамические сопротивления.
Недостатком рассматриваемых клапанов является: большая точность и сложность в изготовлении, а следовательно, и высокая стоимость производства. Кроме того, эти клапаны более металлоемки, а следовательно, и более тяжелы по сравнению с другими типами.
Прямоточные клапаны для средних и высоких давлений [10]
Конструкция этих клапанов представлена на фиг. 76.
Седло клапана 1 является цилиндрическим телом, в котором имеется четыре ряда отверстий а и два паза b трапециевидного сечения. На наклонные плоскости пазов b опираются закрывающие органы — пластины 2. После установки пластин 2 в пазы b вставляются специальной формы две детали 5, играющие роль ограничителей. Эти детали в нижней части имеют сквозное отверстие, в которое вставляется цилиндрическая ось 4. На осях надеты специальные пружины 3, усики которых прижимают закрывающие органы к наклонным плоскостям седла клапана. Ограничители 5 в сборе с осями 4 и пружинами 3 устанавливаются в пазы b и закрепляются в них винтами 6 с потайными головками.
При открытии клапанов закрывающие органы поворачиваются вокруг своей нижней немного загнутой грани и ложатся своими плоскостями на плоскости с ограничителей 5. Согласно обозначениям фиг. 76, суммарная площадь проходного сечения щелей рассматриваемого клапана будет
fK = 2 (Zx + Z2) hK. (315)
158
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
Типы самодействующих клапанов и их особенности
159
Если клапан установлен отверстиями а в сторону рабочей полости компрессора, то он будет работать как нагнетательный. Если же он установлен отверстиями а в противоположную сторону, то он будет работать как всасывающий клапан.
Преимуществом рассматриваемых клапанов является прямоточность газового потока, обусловливающая сравнительно малые газодинамические сопро-
тивления. Благодаря малым упругим деформациям закрывающих органов обеспечивается большая долговечность клапана. Недостаток подобных клапанов заключается в сложности их изготовления.
Материалы, применяемые для изготовления клапанов
Клапаны являются чрезвычайно ответственными деталями компрессора, поэтому к материалам, идущим на их изготовление, предъявляют высокие требования.
У клапанов с плоской, конической и сферической тарелочками седла и ограничители изготовляются чаще всего из бронзы БрАМЦ 9-2, ГОСТ 1628—48. Материалом для тарелочек служит ленточная сталь 1Х18Н9Т-М, ГОСТ 4986—54, и сталь 15ХФ и 20ХФ.
Для компрессоров высокого давления с большим числом оборотов седла и ограничители изготовляются в некоторых случаях из куниаля АМНА 13-3, ГОСТ 492—52, а тарелочки — из листового титана ВТ1-1 АМТУ 434—58.
Весьма жесткие требования предъявляются к изготовлению пружин для подобных клапанов. Материалом для них служат: у высокооборотных компрессоров — проволока 1Х18Н9Т, ТУ-ОП55-57, иногда бериллиевая бронза Б-БТУ ЦМТУ 673—41, а также сталь 50ХФА, ГОСТ 2052—43, ГОСТ 4543—48.
160
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
У компрессоров общего назначения с п0 < 730 об/мин. материалом служит проволока марки BII, ГОСТ 5047—49.
После навивки пружин производится осадка опорных поверхностей витков, шлифовка торцов и термообработка. Затем пружины подвергаются циклическому сжатию и электрополировке.
У клапанов с кольцевыми пластинами материалом для седел служат: при низких давлениях — чугун СЧ24-44, ГОСТ 1412—54, при высоких давлениях — стали 35, 40 и 45, ГОСТ 1050—57. Ограничители отливаются обычно из чугуна СЧ24-44 и реже из СЧ18-36 или изготовляются из стали 35, 40.
Клапанные пластины рекомендуется производить из легированной листовой стали, прокатанной в двух взаимно-перпендикулярных направлениях. Наибольшее распространение получили стали 20ХНФА и ЗОХГСА, ГОСТ 4543—57.
Плиты полосовых клапанов изготовляются из чугуна СЧ24-44. Материалом для закрывающих органов (полосовые пластины) служит лента толщиной 0,3 -г- 1 мм из стали 1Х18Н9Т, ГОСТ 4986—54, или 70С2ХА.
У прямоточных клапанов седла и боковые плиты изготовляются обычно из стали 40, ГОСТ 1050—57, а пластины — из ленточной стали 1Х18Н9 или У10А. Для надежности можно рекомендовать сталь Х15Н5М.
§ 33. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К САМОДЕЙСТВУЮЩИМ КЛАПАНАМ
К самодействующим клапанам, выполненным по любой конструктивной схеме, предъявляются следующие требования: 1) герметичность, 2) минимальные сопротивления, 3) долговечность, 4) своевременность закрытия, 5) взаимозаменяемость.
Рассмотрим более подробно эти требования и причины, обусловливающие их.
Герметичностью клапанов называется их способность не пропускать газ в период, когда они закрыты. Возможны следующие причины нарушения герметичности: 1) неплотное прилегание закрывающих органов к седлам вследствие неровностей (выбоин, вмятин, коробления и т. п.) на поверхностях седел или закрывающих органов, 2) неплотное прилегание поверхностей разъема отдельных деталей клапанов друг к другу.
Все эти неплотности устраняются соответствующей механической обработкой сопрягающихся поверхностей (например, шлифовкой или притиркой закрывающих органов и седел), а также приданием лучших геометрических форм (как седлам, так и закрывающим органам), обеспечивающих хорошую их взаимную приработку и стабильность поверхностей контакта. Достижение последнего в значительной степени зависит от правильного направления закрывающего органа в процессе его движения.
Чем меньше поворотов, внезапных расширений и сужений потока газа при прохождении через клапаны, т. е. чем более совершенна (с ‘точки зрения газодинамики) форма каналов, тем меньше сопротивление клапана. Известно, что при данной конструкции каналов потеря давления Др пропорциональна квадрату скорости потока газа в них. Поэтому, чем меньше скорость в самом узком сечении клапана, тем меньше потери. Однако, чтобы увеличить проходное сечение в клапане, приходится увеличивать размеры клапанов или их количество. Но размеры и количество клапанов ограничены возможностью размещения их в цилиндрах компрессора данных размеров.
Клапаны являются наиболее уязвимым элементом поршневого компрессора. Обычно поломки в клапанах бывают чаще, чем у каких-либо других деталей компрессора. Особенно тяжелыми являются условия работы закрывающих органов. При работе компрессора в период, когда клапан закрыт,
Выбор и ориентировочный расчет самодействующих клапанов
161
в закрывающем органе возникают напряжения изгиба под действием разности давлений по одну и другую его стороны. В период открытия или закрытия клапана (движения закрывающего органа от седла к ограничителю или от ограничителя к седлу) в закрывающем органе эти напряжения снижаются. Во время открытия и закрытия клапанов закрывающие органы движутся с ускорениями В конце открытия происходит удар закрывающего органа об ограничитель, а в конце закрытия — удар о седло. Сила ударов, а значит, и напряжения, возникающие при этом, зависят от масс закрывающих органов и их скорости в момент удара. Поэтому масса закрывающего органа должна быть по возможности мала. Кроме того, величины этих мгновенных напряжений зависят от размеров и формы закрывающего органа и расположения опорных поверхностей седла и ограничителя, воспринимающих удар. Движущийся с ускорением закрывающий орган лишь некоторыми своими частями встречает сопротивление на опорных поверхностях седла и ограничителя. Под действием возникающих при ударе сил инерции появляются прогибы закрывающего органа и соответствующие ему напряжения.
Снижению скорости закрывающего органа при посадке его на ограничитель и седло способствуют правильный выбор высоты подъема hK и жесткости клапанной пружины. На скорость закрывающего органа влияют также его форма, скорость и направление потоков газа в клапане. В течение одного оборота вала компрессора в закрывающем органе, когда,клапан закрыт, возникают, достигают максимума и исчезают напряжения изгиба от разности давлений газа; когда закрывающий орган ударяется об ограничитель и о седло, возникают напряжения удара и изгиба от сил инерции. Ввиду того, что в закрывающих органах возникают цикличные знакопеременные напряжения, они должны конструироваться с учетом усталостной прочности и изготовляться из высокопрочных материалов.
Своевременность закрытия клапанов весьма существенно сказывается на показателях работы компрессора.
Запаздывание при закрытии всасывающих и нагнетательных клапанов приводит к увеличению температуры газа в цилиндре компрессора, понижению производительности и к перераспределению давления по ступеням в многоступенчатом компрессоре. Своевременность закрытия может быть обеспечена соответствующим подбором величин hK, усилия и жесткости клапанной пружины. Уменьшение массы запорного органа ускоряет закрытие клапана. Более подробно этот вопрос рассмотрен в § 35.
§ 34. ВЫБОР И ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ САМОДЕЙСТВУЮЩИХ КЛАПАНОВ
При выборе конструкции и типа клапанов для каждой ступени компрессора необходимо учитывать следующие факторы.
1. Давление газа при всасывании и нагнетании в данной ступени. Чем больше давление газа, тем более прочной должна быть конструкция клапана. В ступенях высокого давления полосовые клапаны (фиг. 73) и прямоточные клапаны, подобные представленному на фиг. 75, применяться не могут.
2. Производительность данной ступени по всасыванию. Очевидно, что чем больше производительность, тем больше должна быть пропускная способность клапана при данной скорости газа в щели клапана и при данной его конструкции. С этой точки зрения на ступенях с большой производительностью целесообразно применять прямоточные или полосовые клапаны. Менее целесообразно в данном случае применение клапанов с плоскими, коническими или сферическими тарелочками.
3. Конструкция и размеры установочных мест, которыми можно располагать в данной ступени для размещения клапанов. Внешние размеры клапана должны соответствовать местам для их размещения в цилиндрах.
11 Захаренко н др. 314
162
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
Выбор типа самодействующих клапанов в значительной мере предопределяет конструкцию цилиндров или блока цилиндров отдельных ступеней компрессора. Чтобы отдать предпочтение одному из возможных вариантов следует произвести ориентировочное сравнение по показателям, характерными из которых являются следующие.
1. Относительная величина проходного сечения щели клапана , . Г*
где FK — площадь, занимаемая клапаном (ограниченная внешним контуром клапана). Эта величина характеризует степень использования занимаемой клапаном общей площади.
2. Величина газодинамического сопротивления клапана.
3. Относительная величина веса клапана у5, где GK — вес клапана. Эта величина характеризует затраты на изготовление клапана.
4. Отношение мертвого пространства в клапане к площади fK, т. е. , IK где У*. к — объем мертвого пространства в самом клапане (объем пустот в клапане со стороны рабочей камеры компрессора до закрывающего органа).
5. Относительная величина веса закрывающего органа —3: ° , где G3 0 — I с
вес этого органа и fc — площадь проходного сечения в седле, перекрываемая этим органом. Эта величина при одинаковых ускорениях характеризует силу инерции закрывающего органа и напряженйя, возникающие в нем при
ударе.
В табл. 6 приведены некоторые из вышеперечисленных критериев для различных типов клапанов.
Наиболее важными из конструктивных параметров клапана следует считать высоту подъема закрывающего органа, его вес, рабочее усилие пружины (при полностью открытом клапане), предварительный натяг и ее жесткость.
Газодинамическое сопротивление и своевременность закрытия клапанов зависят от усилия пружины, высоты подъема закрывающего органа и его массы, числа оборотов вала компрессора, скорости поршня, давления, температуры газа, а также геометрических форм и размеров клапанов.
При выборе достаточно сильной пружины закрытие клапанов происходит плавно, и закрывающий орган, поддерживаемый потоком воздуха, садится на седло без запаздывания, т. е. к моменту прихода поршня в мертвую точку. Однако чрезмерное усиление пружины сопровождается значительным дросселированием газа в щели, а следовательно, потерей давления. При установке слабой пружины или большой высоты подъема закрывающего органа закрытие клапана может происходить после прихода поршня в мёртвую точку. При этом под воздействием обратного тока газа и усилия пружины закрывающий орган с большой скоростью ударяется о седло (особенно нагнетательный), что приводит к сокращению срока службы клапана. Газодинамическое сопротивление в этом случае уменьшается вследствие увеличения времени, в течение которого клапан открыт, одновременно снижается производительность компрессора ввиду обратного перетекания газа.
Динамические явления в потоке газа, имеющие место во всасывающей и нагнетательной системах трубопроводов, также могут оказывать значительные влияния на работу клапанов [7].
Выбор основных параметров производится ориентировочно на основании опытных данных с последующей проверкой. Параметры существующих клапанов устанавливаются путем экспериментальной проверки их работы на действующем компрессоре. При этом снимаются индикаторные диаграммы по ступеням компрессора и диаграммы подъема клапана. При данной массе подвижных органов находятся оптимальные значения подъема клапана hK, жесткости и натяга пружины, обеспечивающие наилучший характер диа-
Выбор и ориентировочный расчет самодействующих клапанов
163
Таблица 6
Критерии для сравнения клапанов
Тип клапана hK, мм FK °к к Г /с м2 ^м.к см °з.о fc
С плоской тарелочкой (фиг. 67) 1 0,04-4-0,05 0,2 Нагн. 1,7 Всас. 4,0 7,5
С конической тарелочкой (фиг. 68) 2 2 Всас. 0,05 Нагн. 0,025 Всас. 0,3 Нагн. 0,4 ~0 10,0 7,5
Со сферической тарелочкой СТ-14-18 (фиг. 70) 2-4-2,2 0,167 0,033 Всас. 5,5 Нагн. 1,8 1,1
С кольцевыми пластинами (фиг. 72) Всас. 2,5 Нагн. 2 I ст. 0,13 II ст. 0,12 0,16-2-0,17 Всао 15,6 Нагн. 21,6 Всас. 18,5 Нагн. 20,6 2,2 2,35
С полосовыми пластинами (фиг. 73) h-к max == = 4,5-г-4,7 I ст. 0,28 II ст. 0,1 0,15 0,35 Всас. 3,6 Нагн. 3,0 Всас. 5,3 Нагн. 3,8 Всас. 7,7 Нагн. 8,9 Всас. 9,3 Нагн. 10,6
Прямоточные клапаны для низкого давления (фиг. 75) 1,75 I ст. 0,12 II ст. 0,07 0,2 0,3 Всас. 1,5 Нагн. 5,9 Всас. 1,5 Нагн. 5,2 0,35 0,47 0,36 0,49
Прямоточный клапан для средних и высоких давлений (фиг. 76) 1,3 0,14 0,07 Всас. 1,03 Нагн. 1,21 2,35
граммы подъема клапана, а именно, наиболее полное открытие, плавную посадку на ограничитель и седло, своевременность закрытия.
Как уже отмечалось, от величины подъема клапана зависит не только пропускная способность клапана, но и качество его работы. Чем больше число оборотов и0, тем меньше времени приходится на один рабочий цикл и тем короче, следовательно, будет период открытия и закрытия клапана. При большом значении и0 время цикла мало, и при большой величине hK клапаны могут не успевать своевременно закрываться, а иногда не успевают полностью открыться. Вычислить однозначно благоприятную величину hK невозможно. Поэтому величины hK сначала выбираются ориентировочно. В зависимости от числа оборотов и0 можно рекомендовать следующие ориентировочные значения hK:
при п0 < 250 об/мин. ...................
» п0 = 250—500 об/мин..................
» и0 = 500—1000 » ...............
» по=1ООО—2000 » .................
4-г-5 мм
5ч-3 »
З-т-1,5 »
1,5-т-1,0 »
11*
164
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
Величины hK у всасывающих и нагнетательных клапанов могут быть одинаковые.
Связь между средней скоростью газа в щелях клапанов WK и количеством этих щелей zK для данной ступени определяется уравнением непрерывности
откуда
ZKfKWle^FaCa
к /к?К
(316)
Здесь сп — средняя скорость поршня;
Fn — рабочая площадь поршня для данной рабочей камеры. Величины с„ и Fn определяются при термодинамическом расчете компрессора.
Обычно задаются не только типом и размерами клапанов, но и количеством их из условий возможности размещения. Затем по уравнению (316) проверяют, какая получается при этом скорость WK. Величины WK могут быть выбраны в довольно широких пределах: = 15 -т- 150 м/сек, в зави-
симости от технических условий проекта.
Учитывая, что клапаны различных типов обладают различным газодинамическим сопротивлением, можно рекомендовать более .узкие пределы величин WK, например:
для клапанов с плоской тарелочкой и однопроходных клапанов с кольцевой пластиной WK = 30-^60 м/сек-,
для клапанов с коническими тарелочками WK — 30 -е- 80 м/сек-,
для клапанов со сферическими тарелочками WK = 50 -ь 120 м/сек-, для полосовых клапанов, и многопроходных с кольцевыми пластинами WK = 20 -и 60 м/сек-,
для прямоточных клапанов WK — 50 -н 150 м/сек.
При проектировании быстроходных машин с большим отношением давлений и большими величинами мертвого пространства целесообразно величину сп определять не за полный ход поршня, а за период времени от начала открытия клапана и до момента прихода поршня в крайнее положение. В этом случае величины WK можно выбирать, исходя из верхних пределов рекомендуемых значений.
Как уже упоминалось, кроме величины hK, на качество работы клапанов весьма существенно влияют усилия клапанных пружин и их жесткость.
При предварительном выборе усилия и жесткости пружины клапана можно руководствоваться следующими соображениями'.
Усилие пружины р’пр при полностью открытом клапане можно подсчитать по формуле
РпР = (317)
где q — удельное давление пружины, т. е. усилие пружины (при открытом клапане), отнесенное к единице площади fc\
fc — площадь для прохода газа в седле клапана.
Величина q зависит от давления газа и растет с увеличением порядкового номера ступени. Для нагнетательных клапанов она больше, чем для вса
сывающих.
Удельные давления пружин для всасывающих клапанов qe можно брать
в следующих пределах:
для первой ступени > второй >
> третьей »
» четвертой » и т. д.
...............qe = 0,054-0,08 кПсм* ............. qa.= 0.1 4-0,2 >
...............qe = 0,2 4-0,5 >
...............qe = 0,5 4-0,8 »
Расчет диаграмм движения закрывающих органов самодействующих клапанов 16&
Для нагнетательных клапанов удельное давление пружины qH можно брать вдвое больше, чем для всасывающих, т. е.
Ян = 2<?в.
Усилие пружины закрытого клапана (предварительный натяг) можно определить по рекомендациям Н. А. Доллежаля [68, 69].
Для всасывающего кольцевого клапана
— ~ 0 074 • п —Rnk 1 -Lb. — • fc U,U'4 no У fc i+a fc M? ’
для нагнетательного кольцевого клапана
^„0,074.»,
Для обеих формул приняты следующие обозначения:
рпР — сила предварительного затяга пружины при полностью закрытом клапане;
М —масса закрывающего органа + массы пружины, кГ-сек21м\
—гидравлический радиус, м (Пс — периметр проходного сечения седла, м). Для кольцевых клапанов можно приближенно принимать 0,56, где b — ширина кольцевого канала в седле; для тарельчатых клапанов Re = dc — диаметр отверстия в седле;
Рх — давление газа перед всасывающим клапаном, ;
k — показатель адиабаты;
а — относительная величина мертвого пространства цилиндра;
еч — внутренняя степень повышения давления;
— проходное сечение в щели при полностью поднятом закрывающем органе;
fc — площадь для прохода газа в седле, м*.
Для других клапанов приближенно
р;р = (0,5 + 0,8) р'пр, тогда необходимая жесткость пружины спр будет
= <318)
После того, когда определены основные размеры компрессора, установлены размеры и количество клапанов, а также выбраны ориентировочные величины hK, рпр и спр, целесообразно провести проверку соответствия этих величин заданному режиму работы компрессора с помощью расчета и анализа ожидаемых диаграмм движения запорных органов (см. § 35).
§ 3S. РАСЧЕТ ДИАГРАММ ДВИЖЕНИЯ ЗАКРЫВАЮЩИХ ОРГАНОВ САМОДЕЙСТВУЮЩИХ КЛАПАНОВ [23]
На работу самодействующих клапанов в поршневом компрессоре оказывают влияние параметры потока газа, проходящего через клапан и пружины, геометрическая форма основных элементов клапана и др.
При правильной работе клапана полный рабочий цикл закрывающего органа за один оборот вала компрессора будет складываться из следующих четырех периодов.
166
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
1. Пребывания закрывающего органа на седле. В этот период он неподвижен и клапан закрыт. У всасывающих клапанов он соответствует процессам сжатия, нагнетания и расширения газа, а у нагнетательных — процессам расширения, всасывания и сжатия газа.
2. Движения закрывающего органа от седла к ограничителю подъема. В этот, период клапан открывается. У всасывающих клапанов он соответствует началу процесса всасывания, а у нагнетательных — началу нагнетания.
3. Пребывания закрывающего органа у ограничителя подъема. В этот период закрывающий орган неподвижен и клапан полностью открыт. У всасывающих клапанов ему соответствуют процессы всасывания, а у нагнетательных — нагнетания.
4. Движения закрывающего органа от ограничителя к седлу. В этот период клапан закрывается. У всасывающих клапанов ему соответствует окончание процессов всасывания, а у нагнетательных — нагнетания.
Если по оси абсцисс отложить время Ф, а по оси ординат — величину подъема закрывающего органа й, то полный рабочий цикл всасывающего и нагнетательного клапанов можно изобразить в виде развернутых диаграмм движения закрывающих органов, представленных на фиг. 77. Отрезки на оси абсцисс выражают собой время, соответствующее определенным углам поворота вала компрессора:
Для всасывающего клапана (фиг. 77, а) отрезки 1—2 и 5—9 соответствуют времени пребывания закрывающего органа на седле, 2—3 — времени открытия клапана. Отрезок 3—4 соответствует времени пребывания закрывающего органа у ограничителя подъема и 4—5 — времени закрытия клапана. Отрезок 1—9 соответствует времени одного оборота вала компрессора.
Для нагнетательного клапана (фиг. 77, б) отрезок 1—6 соответствует времени пребывания закрывающего органа на седле, 6—7 — времени открытия клапана, отрезки 7—8 — времени пребывания закрывающего органа у ограничителя подъема и 8—9 — времени закрытия клапана.
Кривые 2—10 (у всасывающего клапана) и 6—12 (у нагнетательного клапана) характеризуют перемещение закрывающих органов от седла к ограничителю. Соответственно кривые 11—5 и 13—9 — перемещение закрывающих органов от ограничителя к седлу.
Площади диаграмм движения 2—10—11—5—2 для всасывающих и 6—12— 13—9—6 для нагнетательных клапанов можно рассматривать как диаграммы время—сечение, определяющие среднюю скорость газа в щели клапана за период его действия.
При правильной работе клапанов закрытие их должно заканчиваться к моменту прихода поршня к соответствующей мертвой точке. Условимся первой мертвой точкой называть точку, соответствующую моменту крайнего положения поршня, когда заканчивается процесс нагнетания. Второй мертвой точкой будем называть момент другого крайнего положения поршня, когда заканчивается процесс всасывания.
Если закрытие всасывающего клапана происходит в период, когда в цилиндре компрессора уже должен начаться процесс сжатия, т. е. точка 5 (фиг. 77, а) окажется значительно правее второй мертвой точки, то это значит, что клапан закрывается с запаздыванием.
Если закрытие нагнетательного клапана заканчивается в период, когда в цилиндре компрессора уже должен начаться процесс расширения, т. е. когда точка 9 (фиг. 77, б) окажется значительно правее первой мертвой точки, то это значит, что нагнетательный клапан закрывается с запаздыванием. И в том и в другом случае нормальный процесс работы компрессора будет нарушен.
Расчет диаграмм движения закрывающих органов самодействующих клапанов 167
Запаздывание закрытия клапанов при данном режиме работы компрессора имеет место тогда, когда усилия клапанных пружин малы, а массы подвижных органов и величины подъемов закрывающих органов велики. При большой высоте подъема устранять запаздывание закрытия клапана чрезмерным увеличением усилия пружины нецелесообразно, так как при этом клапан полностью не открывается. Закрывающий орган в течение всего времени, когда клапан должен быть открыт, находится во взвешенном неуста-новившемся состоянии, совершая колебательные движения между седлом и ограничителем, как это показано пунктиром на фиг. 77.
В такоМ'Случае на диаграмме’движения площадь, ограниченная штриховой линией и осью абсцисс, сильно сокращается и уменьшается фактор время—сечение и увеличивается средняя скорость газа в клапанах, что приводит к увеличению сопротивления клапана и снижению к. п. д. компрессора.
В настоящее время имеется возможность при экспериментальных исследованиях клапанов записывать диаграммы движения закрывающих органов, с помощью этих диаграмм анализировать работу клапанов и устанавливать их целесообразные параметры. Путь опытного подбора оптимальных параметров клапанов для заданного режима работы компрессора самый надежный, но он требует больших затрат времени и средств. Поэтому расчет, который дал бы возможность хотя бы в первом приближении построить диаграмму движения. закрывающего органа для клапана, предназначенного работать в заданных условиях, имеет большое значение.
Диаграмма движения закрывающего органа всасывающего клапана
Приводимые ниже уравнения получены в предположении, что линии рабочих процессов сжатия и расширения — политропы конечных параметров.
Начало открытия всасывающего клапана определится временем
где ар — угол поворота вала, соответствующий времени расширения газа, находящегося в мертвом пространстве.
ар = arc cos
1 — 2а( — 1
Вывод этого уравнения и всех последующих в расчете диаграмм движения изложен в работе [23]. Полученная величина 0’1_2 будет абсциссой точки 2 диаграммы фиг. 77, а.
Для исследования кривой«2—10 следует перенести начало координатных осей фиг. 77 из точки 1 в точку 2. Тогда отсчет времени для вычисления ординат кривой 2—10 надо вести от О’ = О (точка 2) до О’ = (точка 10). Уравнение движения закрывающего органа на участке 2—10 будет
h = cos (v-0) + С2 sin (v'O) + m cos 2co (O’ + 0’1_2) + 3 ,
(319)
где Cx и C2 — постоянные интегрирования [23], определяемые уравнениями:
Ct = — — tn cos (2 co &1_2); (320)
C2 = ^-sin(2<o^_2). (321)
168
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
Здесь
v = УЗ <?;
(322)
(323)
W^2/?2<o2 . 2^/2л1 36
Фиг. 77. Диаграммы движения закрывающих органов клапана: а—для всасывающего клапана; б — для нагнетательного клапана.
(324)
(325)
спр — жесткость пружины клапана;
М — масса подвижных частей клапана (масса закрывающего органа 4-+ V3 массы пружины);
у — удельный вес потока газа при условиях перед клапаном;
/Сг — коэффициент газодинамического воздействия потока на закрывающий орган (см. § 36);
Д. — площадь проходного сечения клапана, перекрываемая закрывающим органом;
R — радиус кривошипа;
1К — наименьший периметр щели между закрывающим органом и седлом клапана.
В этом уравнении при вычислении е„ надо брать p„i = pi + ,
Тс где S — величина предварительного сжатия клапанной пружины, имеющей жесткость спр.
Чтобы построить кривую подъема закрывающего органа клапана 2—IO* необходимо задаться рядом величин О от О = 0 до О = Ф2-з и по уравнению (319) вычислить соответствующие величины h. По найденным величинам Л и '0* нанести на диаграмму точки. Соединив их плавной кривой, получим кривую движения закрывающего органа клапана. При этом может быть два случая.
Расчет диаграмм движения закрывающих органов самодействующих клапанов 169
Первый случай. Полученная кривая пересечет линию ординат h = hK.. Это значит, что клапан откроется полностью. Точка пересечения и будет точка 10 диаграммы (фиг. 77, а). Кривая 2—10 не может продолжаться выше ординаты так как при Л = hK закрывающий орган доходит до ограничителя. Абсцисса точки 10 дает время
Ф1-3 ~ ^1—2 + ^2—3’
Второй случай. Полученная кривая 2—10 имеет максимальную величину ординаты h меньше hK. Это значит, что у клапана при данной пружине и величине hK не будет полного открытия. В этом случае кривая 2—10 будет аналогична кривой, изображенной на фиг. 77, а штриховой линией.
Чтобы клапан работал нормально, надо уменьшить либо величину спр, либо либо обе эти величины.
При выбранных новых величинах (спр и йк) необходимо повторять расчеты до тех пор, пока не получатся удовлетворительные результаты.
Если достигнута удовлетворительная кривая подъема закрывающего органа и определена абсцисса точки 10 на диаграмме движения, то время пребывания закрывающего органа у ограничителя, в течение которого h = hK, определится как разность абсцисс точек 11 и 10. Для определения этой разности необходимо найти время начала закрытия клапана '0'1_4, которое будет
1 / <7 \
л------2" arc cos I 1-------’ (326)
Для вычисления ординат точек кривой 11—5 движения закрывающего органа во время его закрывания начало координат переносится в точку 4 и используется уравнение (319) с той лишь разницей, что в нем и в уравнении (321) вместо Ф1-2 надо подставить величину '&i-4, тогда сг определится уравнением
cY = h3K — m cos (2q'0’1_4)-. (327)
Чтобы построить кривую 11—5, задаются рядом значений О и по уравнению (319) вычисляют соответствующие ординаты h. По полученным ординатам h и соответствующим значениям О наносятся точки на диаграмму. Соединив эти точки плавной кривой, получим отрезок И—5 на диаграмме движения.
При этом может быть три случая.
Первый случай. Полученная кривая 11—5 пересекает ось абсцисс слева от линии второй мертвой точки (линия 1Г—5')- Это значит, что клапан закрывается преждевременно, т. е. усилие клапанной пружины чрезмерно велико. В этом случае будут несколько увеличенные потери энергии на преодоление сопротивлений во всасывающих клапанах. В связи с малым значением скорости поршня вблизи мертвой точки влияние этого фактора на производительность незначительно.
Второй случай. Кривая 11—5 пересекает ось абсцисс в точке 5 или вблизи ее. Это значит, что клапан закрывается своевременно и он будет работать нормально.
Третий случай. Кривая 11—5 пересекает ось абсцисс диаграммы справа от линии второй мертвой точки (линия 11”—5”). Это значит, что клапан закрывается с запаздыванием. При этом производительность компрессора может понизиться. Кроме того, удар закрывающего органа о седло при закрытии клапана £удет происходить с увеличенной кинетической энергией, что неблагоприятно скажется на долговечности клапана.
ПО Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
Чтобы достигнуть своевременного закрытия клапана, необходимо либо изменить величину hK, либо увеличить жесткость пружины спр, либо сделать то и другое. Изменением вышеуказанных величин с последующим пересчетом h = /2 ('&) можно достигнуть удовлетворительных результатов. Конечно, при этих новых величинах должна быть пересчитана и кривая 2—10.
Диаграмма движения закрывающего органа нагнетательного клапана
На протяжении времени (отрезок 5—6, фиг. 77) в цилиндре компрес-
сора будет происходить процесс сжатия газа. В течение этого времени всасывающие и нагнетательные клапаны должны быть закрыты и h = 0.
Время конца сжатия и начала открытия клапана определяется уравнением
о,-6 = ’ <328>
где ас — угол поворота вала компрессора во время сжатия газа
аг = arc cos
__i_
2еч Пс(1 4-а)— 1 — 2а
(329)
Для построения кривой 6—12 (фиг. 77, 6) перенесем начало координатных осей в точку 6. Тогда отсчет времени для вычисления ординат кривой 6—12 надо вести от 'О’ = 0 до 0’6_7 (точка 12). Кривая 6—12 определяется уравнениями (319), (320) и (321), в которые надо подставить соответствующие величины для нагнетательного клапана и вместо *01-2 величину 0’1_в.
Вычисление координат точек кривой 6—12 и построение ее для диаграммы движения закрывающего органа нагнетательного клапана производится таким же образом, как и для всасывающего клапана. Здесь также возможны два случая, как и у всасывающего клапана в период его открытия. Наиболее ’благоприятная работа нагнетательного клапана достигается таким же путем, как и для всасывающего.
Абсцисса точки пересечения кривой 6—12 с линией ограничителя нагнетательного клапана h = hK дает время
'0’1_7 = ft 1-6 + 'в’б-?*
Время пребывания закрывающего органа нагнетательного клапана у ограничителя, в течение которого h — hK, определяется как разность абсцисс точек 13 и 12 диаграммы. Для этого необходимо найти время начала закрытия нагнетательного клапана ^!_8 (абсциссу точки 13) по формуле
1
1 / 1
2л------g- arc cos I 1-------
(330)
Величина b определяется уравнением (324), в которое надо подставить величины, относящиеся к нагнетательному клапану.
Кривую 13—9 определяют аналогично предыдущему, пользуясь уравнениями (319), (327) и (321), в которые надо подставить соответствующие величины для нагнетательного клапана.
Вычисление координат точек кривой 13—9 и построение этой кривой для диаграммы движения закрывающего органа нагнетательного клапана производятся так же, как и для всасывающего клапана.
При построении кривой 13—9 возможны такие же три случая, как и у всасывающего клапана в период его закрытия, о чем говорилось при рассмотрении кривой 11—5.
Определение потерь давления газа в клапанах и построение диаграмм
171
По характеру кривых 2—10, 11—5, 6—12 и 13—9 можно судить о скорости движения закрывающего органа.
Опыт показывает, что у нормально работающих всасывающих клапанов компрессоров низкого и среднего давлений при и0 < 730 об/мин. средняя скорость на участке кривой 2—10 обычно лежит в пределах 1,3 н- 1,8 м/сек. По мере роста числа оборотов и давления на всасывании эта скорость возрастает и долговечность клапана Сокращается. На участке’ 11—5 средние скорости в большинстве случаев равны 0,3 -н 0,7 м/сек. При наличии запаздывания закрытия величина скорости резко возрастает.
У нормально работающих нагнетательных клапанов средняя скорость движения закрывающего органа на участке 6—12 примерно равна 2—3 м/сек, а на участке 13—9 0,8 -ь 1,5 м/сек. В быстроходных машинах высокого давления скорости движения закрывающих органов значительно выше. Для сохранения работоспособности клапана увеличивают жесткость пружин и этим обеспечивают сохранение скоростей на том же уровне, как и в более тихоходных машинах.
§ 36. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ ГАЗА В КЛАПАНАХ И ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНЫХ ДИАГРАММ ДЕЙСТВИТЕЛЬНОГО ПРОЦЕССА
При термодинамическом расчете приходится задаваться ориентировочно величинами потерь давления Арц1 и принимая их за постоянные средние величины. В. действительности эти величины переменны.
После того как установлены все размеры и параметры компрессора и его клапанов, рассчитаны и построены диаграммы движения закрывающих органов в клапанах, можно найти мгновенные величины потерь давления газа в клапанах и построить кривую изменения этих потерь во времени.
Для расчета потерь давления в кольцевых клапанах можно пользоваться рекомендациями Н. А. Доллежаля [68, 69].
Фиг. 78. Уточненная расчетная индикаторная диаграмма.
В полосовых клапанах потери давления достаточно точно учитываются методом, разработанным Т. Ф. Кондратьевой [ 17 ].
Расчет и построение кривой потерь давления с помощью диаграммы движения закрывающего органа излагается нйже.
Диаграммой потерь давлений во всасывающих клапанах в координатах р—V будем считать нижнюю часть индикаторной диаграммы (на фиг. 78 заштрихованная площадь под линией рх = const), а диаграммой потерь давлений в нагнетательных клапанах — верхнюю часть индикаторной диаграммы (на фиг. 78 заштрихованная площадь над линией р2 = const).
Мгновенная величина потерь давления газа в клапане, рассматриваемом как местное сопротивление, может быть вычислена по уравнению
В этом уравнении величина wK — скорость газа в щели клапана — может быть определена из условия непрерывности wKlKhzK % Fncx,
(331)
172
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
где сх — мгновенная скорость поршня, которая приближенно может быть принята равной
сх = R& sin а. (332)
Из уравнений (331) и ^332) получим
FnRa) sin а
WK = WK
(333)
Подставляя величину wK из уравнения (333) в уравнение потерь, получим
F2/?2ffii2sin2a-Y
ОЗ*)
Фиг. 79. Схема расчетной диаграммы движения закрывающего органа самодействующего клапана и схема рассчитанной диаграммы потерь давлений в клапане.
Входящие в это уравнение постоянные (для данного режима работы компрессора) обозначим
(335)
тогда
Bt
&р =—sin2 а. (336)
Величина коэффициента газодинамического сопротивления клапана определяется экспериментально путем продувки клапана. В автомодель-
ной области (при ReRe<rtped) для данного типа клапанов С зависит только от величины подъема закрывающего органа h. Сама же величина h в зависимости от времени О или соответствующего угла поворота вала компрессора а = ©О определяется диаграммой движения закрывающего органа
клапана.
С помощью этой диаграммы и уравнений (335) и (336) определяются величины Ар для данного значения О, (или угла поворота а), по которым и строится диаграмма мгновенных потерь давления как во всасывающих, так и в нагнетательных клапанах.
На фиг. 79 сверху представлена схема диаграммы движения закрывающего органа правильно работающего всасывающего клапана и снизу — построенная по ней и по уравнению (336) диаграмма потерь давлений во всасывающем клапане.
Согласно фиг. 78, действительную индикаторную диаграмму можно представить в виде следующих диаграмм:
1) индикаторной диаграммы компрессора с идеальными клапанами (без газодинамических сопротивлений). Эта диаграмма на фиг. 78 представляет собой всю среднюю незаштрихованную часть, очерченную линиями 1—2— 3—4—1;
2) диаграммы потерь давлений во всасывающих клапанах Арц1 в координатах р—V. Эта диаграмма на фиг. 78 представляет собой нижнюю (заштрихованную) часть, очерченную линиями 1—4—6—1;
3) диаграммы потерь давлений в нагнетательных клапанах Ар2 в координатах р—V. Эта диаграмма на фиг. 78 представляет собой верхнюю (заштрихованную) часть, очерченную линиями 2—5—3—2. Поэтому для построения действительной индикаторной диаграммы надо диаграммы потерь давлений перестроить из координат Ар—й в координаты р—V.
Определение потерь давления газа в клапанах и построение диаграмм
173
Объем газа в рабочей полости цилиндра компрессора при угле поворота вала а может быть выражен следующим уравнением:
V' = Sa.F„ + aSn.Fn, (337)
где Sa = Sx — величина хода поршня при угле поворота вала на угол а, которая определяется уравнением (272).
Подставляя это значение (пренебрегая вторым членом) в уравнение (337) и учитывая, что a — соф и Sn = 27?, получим
Фиг. 80. Зависимость коэффициента сопротивления клапана от числа Re.
V = Fn •/? (1 + 2a — cos cofl). (338)
Этим уравнением и будут определяться абсциссу диаграмм потерь давления в координатах р—V, соответствующие-величине Др в момент времени fl. С помощью уравнения (338) можно пересчитать абсциссы диаграммы Др—fl (фиг. 79).
Построение средней части индикаторной диаграммы без учета потерь давлений в клапанах по величинам рг, р2, a, Sn, F„, пс и пр делается так, как указано в §22. Если к такой диаграмме пристроить снизу диаграмму Дрх—V, а сверху Др2—V, то получится диаграмма, близкая к действительной индикаторной диаграмме рабочей полости цилиндра проектируемого компрессора.
Входящие в уравнения (336) и (324) величины £ и /С2 для данного типа клапанов определяются экспериментально. На основании опытов, проведенных в Ленинградском политехническом институте им. М. И. Калинина, установлено, что величина /<2 для клапанов данного типа является практически постоянной. Величина же £ при данной величине hK является функцией числа Re в пределах Re < ReKp. В общем виде эта закономерность представлена на фиг. 80.
При Re> ReKp наступает автомодельная область, в которой £ не зависит от Re и при данном hK остается величиной постоянной.
Проведенными исследованиями в лаборатории компрессорных машин ЛПИ им. М. И. Калинина для клапанов СТ * найдены величины /С2 и £, представленные в табл. 6. Продувки клапанов с плоскими тарелочками производились в диапазоне 0,5 -104 < Re < 7 -104. При этом автомодельной
Величины коэффициентов и £ для клапанов СТ
Таблица 6
Обозначение клапана К» £ при Re > — 2,5-10*
СТ-10-15 0,85 0,5 +0,416 hK
СТ-10-18 1,407 0,122+0,54 hK
СТ-14-18 0,53 1,02 +0,35 hK
* Клапаны с закрывающими органами в форме сферических тарелочек сокращенно обозначаются СТ, причем после этих букв первые две цифры обозначают диаметр проходного отверстия в седле Dc в мм, а следующие две цифры — диаметр тарелочки Dm также в мм. Например, СТ-14-18 означает клапан со сферической тарелочкой, у которого Dc = 14 мм и Dm = 18 мм.
174
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
Таблица 7
Величины коэффициентов с, для клапанов с плоской тарелкой
мм Число Re-10 4
0,5 1 2 3 4 5 6 7
1 5,1 3,5 2,46 2,1 1,93 1,7 1,55 —
1,55 5,6 4,65 3,7 3,2 2,<93 2,7 2,5 2,26
2,05 6,2 5,5 4,7 4,2 3,81 3,5 3,27 2,87
области достигнуть не удалось. По результатам этих продувок получены величины £, представленные в табл. 7.
Экспериментальных данных по величине /С2 для этих клапанов еще не имеется.
§ 37. ГАЗОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЕ ОРГАНЫ ПРИНУДИТЕЛЬНОГО ДЕЙСТВИЯ
Газораспределительные органы принудительного действия могут быть выполнены в виде золотников, как у паровых машин, или в виде клапанов с принудительным движением, как у двигателей внутреннего сгорания. Движение механизма для принудительного открытия и закрытия рабочих полостей осуществляется от коленчатого вала компрессора. Время открытия и закрытия этих органов устанавливается при монтаже машины и не может быть изменено во время ее работы. Поэтому в таких машинах угол поворота коленчатого вала всегда находится в соответствии с определенным положением органов, управляющих впуском и выпуском газа, независимо от давления во всасывающем и нагнетательном патрубках, а также в рабочей полости компрессора. Если установка механизма принудительного движения на данное давление всасывания и нагнетания произведена правильно, то всасывающие клапаны будут закрыты до тех пор, пока оставшийся газ в мертвом пространстве не расширится до давления близкого к давлению во всасывающем патрубке рх. В конце расширения открывается всасывающий клапан, который остается открытым до тех пор, пока поршень не придет в мертвую точку. Затем механизм принудительного движения снова закрывает всасывающий клапан. При этом в цилиндре сжимается газ до давления рц2, близкого к давлению в нагнетательном патрубке р2. В конце сжатия, когда рц2 приближается по величине к р2, открывается нагнетательный канал и цилиндр сообщается с нагнетательным патрубком. В этом случае, т. е. при правильной установке распределительных органов и неизменном давлении во всасывающей и нагнетательной сетях, развертка индикаторной диаграммы по углу поворота вала, представленная на фиг. 81, а линиями 1—2—3—4—1 (без учета газодинамических сопротивлений), имеет нормальный вид, аналогичный диаграмме для машины с самодействующими клапанами.
Однако во время работы компрессора внешние давления р2 и рг могут меняться, например при заполнении системы сжимаемым газом или при изменении потребления газа из газосборника, в который нагнетается газ. При этом значение р2 может быть больше или меньше величины рц2, на которую установлен механизм принудительного движения. pt также может меняться, например, если всасывание происходит не из окружающей атмосферы, а из газгольдера, в котором- давление в начале работы компрессора выше атмосферного, а по мере отсасывания оно понижается.
Рассмотрим работу такого компрессора.
Газораспределительные органы принудительного действия
175
Допустим, что давление во всасывающем патрубке остается неизменным, а давление в нагнетательном патрубке будет меньше рц2, на которое установлен механизм. Так как установка механизма не изменялась, то открытие и закрытие закрывающего органа будет происходить при тех же углах поворота вала ар, аг, ав и а„, на которые он смонтирован. Развертка индикаторной диаграммы в этом случае на фиг. 81, а изображена линиями 6—8—2—3— 9—4—10—6.
В самом деле, так как в этом случае в нагнетательном патрубке давление меньше, то линия расширения начнется не из точки /, а из точки 6.
В точке 7 расширяющийся газ уже достигнет давления во всасывающем патрубке, однако всасывающий канал будет еще закрыт и газ будет расширяться дальше, до точки 8, когда вал повернется на угол ар. Теперь откроется со всасы-
Фиг. 81. Схемы индикаторных диаграмм компрессора с принудительным открытием и закрытием рабочих камер, работающего на нерасчетных режимах.
ав, процесс всасывания закончится, закры-
всасывающий канал и сообщит цилиндр вающим патрубком. Так как давление в. цилиндре в конце расширения (точка S) ниже давления во всасывающем патрубке pi, то как только при открытии всасывающего канала полость цилиндра сообщится с всасывающим патрубком, газ из последнего ворвется в цилиндр и давление в нем мгновенно возрастет от величины в точке 8 ко величины его в точке 2. Линия 2—3 будет соответствовать периоду всасывания (здесь и в дальнейшем газодинамические потери давления не учитываются).
Когда вал повернется на угол
вающий орган разобщит рабочую камеру цилиндра с всасывающим патрубком и начнется процесс сжатия (точка 3 на фиг. 81, а). В процессе сжатия в рабочей полости достигается давление, равное по величине давлению в нагнетательном патрубке (точка 9 на фиг. 81, а). Однако вал в этот момент еще не повернулся на угол ас, и закрывающий орган еще не сообщил полость цилиндра с нагнетательным патрубком, поэтому газ в цилиндре продолжает сжиматься (хотя в этом и нет надобности) и давление в цилиндре возрастает до ординаты точки 4. В этот момент открывается нагнетательный клапан, и полость цилиндра сообщается с нагнетательным патрубком, где давление ниже, чем в полости цилиндра. Давление в цилиндре почти мгновенно понижается (отрезок 4—10 на фиг. 81, а), и происходит выравнивание его в нагнетательном патрубке и в цилиндре; далее происходит процесс нагнетания (линия 10—6).
При этом индикаторная диаграмма будет иметь вид, показанный на фиг. 81, в. Заштрихованные площади на диаграмме представляют собой бесполезно затраченную работу вследствие того, что установка механизма принудительного движения не соответствует измененным условиям
176
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
(внешним давлениям) работы компрессора. Индикаторный к. п. д. компрессора при этом снижается.
Рассмотрим теперь работу того же компрессора без изменения установки механизма принудительного движения, когда давление в нагнетательном патрубке р2 будет больше рц2, на которое установлен механизм.
Анализируя работу компрессора при новых условиях, аналогично предыдущему случаю получим развертку индикаторной диаграммы, изображенную на фиг. 81, а линиями 11—12—2—3—9—4—13—11. Индикаторная диаграмма при этом будет иметь вид, представленный на фиг. 81, б. Заштрихованные площадки на диаграмме также представляют собой бесполезно затраченную работу вследствие несоответствия установки механизма принудительного движения давлению в нагнетательном патрубке. Индикаторный коэффициент полезного действия компрессора- также понизится.
Если при работе рассматриваемого компрессора, снабженного закрывающими органами с принудительным движением, изменится давление газа во всасывающем патрубке, а установка механизма при этом останется прежней, то на работу компрессора также придется затрачивать часть энергии бесполезно (см. заштрихованные площадки на фиг. 81, б и в).
Рассмотренные выше особенности работы компрессора присущи всем компрессорам, имеющим органы закрытия и открытия рабочих камер с принудительным движением.
К числу основных недостатков, обусловливающих ограниченное применение газораспределительных органов принудительного действия, следует отнести следующие:
1) при работе компрессора на нерасчетном режиме увеличиваются энергетические потери и соответственно снижается индикаторный к. п. д.;
2) сложность механизма привода этих органов вызывает значительное конструктивное усложнение компрессора, благодаря чему практически исключается их применение в многоступенчатых машинах.
Однако принудительно действующие газораспределительные органы обладают и рядом следующих достоинств:
1) при наличии принудительно действующих органов мертвые пространства рабочих цилиндров получаются меньшими по сравнению с цилиндрами, имеющими самодействующие клапаны;
2) при работе компрессора на расчетном режиме эти органы являются более надежными и долговечными;
3) газодинамические потери давления в принудительно действующих органах получаются обычно меньше, чем в самодействующих клапанах.
Золотниковые устройства применяются главным образом в поршневых вакуумных насосах или в быстроходных компрессорах небольшой производительности.
Принудительно действующие клапаны применяются очень редко, главным образом в машинах специального ^назначения на всасывании первой ступени.
ГЛАВА VII
УПЛОТНЕНИЯ ПОРШНЕЙ и штоков
Между поршнем и цилиндром компрессора, так же как и между штоком и соответствующим отверстием в крышке, должен быть зазор. Он необходим для свободного движения поршней и штоков и для возможности температурных деформаций сопрягаемых элементов. Наличие таких зазоров создает возможность для вытекания газа из рабочей полости. Осуществление же рационального рабочего процесса невозможно без создания определенной герметичности в рабочей полости. Уплотнения и служат для обеспечения необходимой герметичности.
Качество уплотнений определяется не только создаваемой ими герметичностью, но также затратами мощности на трение в элементах уплотнения, их долговечностью, надежностью в работе и возможностью замены элементов уплотнения без необходимости больших демонтажных работ у компрессора.
В настоящее время в практике применяются следующие типы уплотнений: 1) уплотнение поршневыми кольцами. Этот тип является наиболее распространенным уплотнением поршней;
2) специальные виды уплотнения поршней. К ним относятся манжетные, лабиринтовые, дроссельные и гидравлические уплотнения;
3) сальниковое уплотнение, которое применяется для уплотнения штоков, а также иногда поршней-плунжеров в ступенях высокого давления.
§ 38. УПЛОТНЕНИЕ ПОРШНЕВЫМИ КОЛЬЦАМИ
Схема уплотнения поршня кольцами изображена на фиг. 82, а само поршневое кольцо (в рабочем состоянии) — на фиг. 83. Основные параметры кольца (фиг. 83) следующие: D = £>ч — диаметр кольца в рабочем состоянии; ск — радиальная толщина; Ьк — высота; 1у = 1С — lt — упругий раствор замка, где 1С — зазор в замке при свободном состоянии кольца; lt — температурный зазор.
Поршневые кольца обычно имеют прорезь (замок), и в свободном состоянии наружный размер кольца больше диаметра цилиндра. При надевании кольца на поршень оно растягивается так, что внутренний размер его увеличивается до диаметра поршня Dn. Надетое на поршень кольцо вводится в поршневую канавку, где под действием сил упругости принимает свободный размер. Когда в поршневые канавки помещены все кольца, они сжимаются до диаметра меньшего £>ц и вводятся вместе с поршнем в цилиндр. В цилиндре кольца под действием собственных сил упругости стремятся увеличить длину окружности на величину упругого раствора 1у. Поэтому они прижимаются наружной цилиндрической поверхностью к внутренней поверхности цилиндра, перекрывая собой зазоры между поршнем и цилиндром, как это показано на фиг. 82.
Уплотнительный эффект колец основан как на плотном прилегании их к внутренней поверхности цилиндра и к стенкам поршневых канавок, тйк
12 Захаренко и др 314
178
Уплотнения поршней и штоков
и на лабиринтовом действии набора колец. В канавке поршня кольцо посажено с небольшим зазором. При работе компрессора под действием разности давлений — р3 (рх—давление перед кольцом, р3— за кольцом)
этот зазор (см. фиг. 84) односторонне выбирается, и кольцо прижимается к стенке канавки, противоположной
Фиг. 82. Схема уплотнения поршня кольцами:
11— цилиндр; 2 — рабочая полость;. 3— поршень; 4—поршневое кольцо; 5 — поршневая канавка.
Обработка торцовых Посадки Н2а до 500мм плоскостей колец Посадки П2а свыше 500 мм
\78-020-250 мм
\77-0250-700 мм
\76 -0720 -1500 мм
Фиг. 83. Поршневое кольцо и схема его сечений-
Фиг. 84. Схема действия давления газа на поршневое кольцо.
рабочей полости. Вследствие этого давление в поршневой канавке^р2;, действующее по внутреннему диаметру кольца, приблизительно равно-давлению перед кольцом рг. Давления plt р2 и р3 в течение рабочего цикла меняются. Причем давление р2 ® поршневой канавке первого кольца (со стороны рабочей полости) в основном следует за изменением давления в цилиндре. В последующих канавках давление падает.
На фиг. 85 представлены кривые изменения давления воздуха перед кольцами (практически, следовательно, в поршневых канавках) в зависимости от угла поворота вала компрессора, полученные Эвайсом [8]. Эти кривые показывают, что у первого кольца образуется основной перепад давления, причем с увеличением числа оборотов
этот перепад возрастает. У последних колец — малый перепад давлений, который с увеличением числа оборотов меняется мало. Из этих кривых, в частности, следует также, что на отдельных участках хода поршня (расширение) давление перед кольцом рг может быть немного меньше давления за кольцом р3. Среднее давление, действующее по внешнему диаметру кольца (в масляной пленке между цилиндром и кольцом), будет, очевидно, зависеть от давлений рг и р3. В первом приближении оно равно и практически на большей части хода будет меньше давления р2 (поскольку р2 Pi, а Рз на большей части хода меньше рх). Поэтому
Уплотнение поршневыми кольцами
179
на внутреннюю поверхность кольца будет действовать избыточное давление Лр, прижимающее кольцо к зеркалу цилиндра. Средняя величина этого давления приблизительно равна
Ap^p2_Pl+£<L^^P£
(339)
Таким образом, в процессе работы кольцо прижимается к зеркалу цилиндра не только собственными силами упругости, но и под действием на него избыточного давления протекающего газа. Это дополнительное прижатие колец протекающим газом играет двоякую роль. С одной стороны,
Фиг. 85. Диаграммы изменения давления газа перед поршневыми кольцами (по Эвайсу).
оно увеличивает плотность прилегания колец, а следовательно, герметичность уплотнения; с другой стороны, оно заметно повышает работу трения, а следовательно, увеличивает износ колец и цилиндра.
Перетекание газа при уплотнении поршня кольцами в общем случае может происходить тремя путями:
1) через зазор в замке кольца;
2) между наружной поверхностью кольца и стенкой цилиндра (при неполном прилегании);
3) между торцовыми поверхностями кольца и поршневой канавки.
При наборной конструкции поршня возможны еще дополнительные потери газа вдоль оси тела поршня, на котором собираются дистанционные кольца, и между торцовыми поверхностями этих колец (см. фиг. 165 и 167).
Из указанных трех возможных направлений перетекания газа наибольшее значение могут иметь потери через зазоры между наружной поверхностью колец и рабочей поверхностью цилиндра, так как здесь при нарушении контакта образуются большие площади для прохода газа. Кроме того, утекающий в этом направлении газ сдувает смазку со стенок цилиндра. Это увеличивает износ колец и цилиндра, что имеет особо важное значение при высоких давлениях, когда износ увеличивается еще появлением эрозии в узких щелях. Поэтому для нормальной работы уплотнения необходимо обеспечить совершенное прилегание кольца к стенкам цилиндра, а также сохранить этот контакт на протяжении возможно более длительного времени.
12*
180
Уплотнения поршней и штоков
Прилегание кольца к цилиндру зависит от формы кольца в свободном состоянии, так как она определяет эпюру радиальных давлений кольца на стенку цилиндра.
Сохранение контакта кольца с цилиндром в процессе работы компрессора зависит от многих факторов. Во время работы компрессора имеются периоды, когда наличие контакта кольца с цилиндром зависит только от собственных сил упругости кольца: например, пуск компрессора, процесс всасывания на первой ступени, резкий сброс нагрузки, и т. д. Отсутствие собственных сил упругости в этих случаях может привести к тому, что давления газа по обе стороны кольца уравновесятся, и кольцо не сможет возобновить контакт с цилиндром. Уплотнительная способность кольца при этом резко уменьшается.
Необходимое число колец гк устанавливается в настоящее время исключительно опытным путем и зависит от качества колец, типа и параметров машины и ее числа оборотов.
При выборе числа колец можно ориентироваться на следующие практические данные:
При перепаде давлений до 5
> » > от 5 до 30
» > > » 30 > 120
» > » » 120 > 400
ати число колец.................2-ь 3
> > > ...........3-г- 5
> > » ...........5-J-10
» > > ...........12ч-20
При большем числе оборотов вследствие уменьшения относительной величины потерь газа требуется меньшее число колец.
Необходимо заметить, что теоретически и практически степень влияния каждого последующего кольца на герметичность уплотнения уменьшается, вследствие чего завышение числа колец мало снижает протечки газа, но увеличивает работу трения. Поэтому в зависимости от условий работы компрессора существует оптимальное число колец для каждого конкретного случая.
Как уже упоминалось, необходимым условием хорошей работы поршневого кольца является плотное прилегание его к стенке цилиндра. Поэтому удельное давление с которым кольцо прижимается к стенке цилиндра от собственных сил упругости, является одним из основных расчетных параметров.
Согласно теории поршневого кольца [29], удельное давление кольца выполненного с равномерной эпюрой давления, определяется формулой
1у__
(Оц \3’
W—Ч
(340)
где Е — модуль упругости материала кольца. Для чугуна Е = (0,8 ч- 1,2) 10е кг/см2.
Из этой формулы следует, что величина q? тем больше, чем больше величины ск и /у.
В процессе износа кольца происходит уменьшение его упругости. Уменьшение упругости кольца зависит от абсолютной величины его радиального износа Дск и параметров кольца. С этой точки зрения показательно уравнение для определения удельного давления изношенного кольца q'v [29]
(з41>
Уплотнение поршневыми кольцами
181
Из этого уравнения, полученного в предположении равномерного радиального износа кольца по окружности, видно, что величина q'v быстро умень-шается с увеличением Дск и при Дск= становится равной нулю.
Из уравнения (341) также следует, что влияние износа кольца на величину удельного давления уменьшается с увеличением ск, 1у и
Особенно сильно влияние износа для колец малого диаметра, работающих при больших давлениях газа. Малый диаметр цилиндра предопределяет относительно малые величины 1у и ск. В то же время большие давления вызывают повышенный износ этих колец. Следовательно, интенсивность уменьшения удельного давления таких колец в процессе работы по сравнению с кольцами больших размеров, работающими при более низких параметрах газа, увеличивается под влиянием двух факторов — малых размеров ск и 1у и большой величины Дск.
Выбор основных конструктивных размеров колец и величины qy производится так, чтобы величины напряжений, которые испытывают кольца при работе и-при надевании на поршень, не превышали допустимых.
В рабочем состоянии кольца наибольшие напряжения растяжения в нем у внешних волокон будут [30 ]
In \2
а'р = 3<7у-у*-1 • (342)
Наибольшие напряжения сжатия внутренних волокон кольца будут
<. = о'4т^)- (3«)
Из уравнений (340), (342) и (343) видно, что рабочее напряжение кольца ар (а'р или °р") будет тем больше, чем больше ск и /у. Хотя напряжение сжатия в кольце больше напряжения растяжения о'р, для чугунных колец надо пользоваться уравнением (342), так как предел прочности чугуна на сжатие выше, чем на растяжение.
Напряжение изгиба при надевании кольца (наибольшее напряжение растяжения внутренних волокон кольца) анад можно определить [40] по уравнению
<344>
где
а _ ^над °Р
По нормали Главхиммаш [31 ] поршневые кольца с диаметром больше 80 мм имеют снад < ор, т, е. а < 1.
Как видно из уравнения (344), уменьшение диаметра цилиндра ведет к увеличению напряжений онад. Это вынуждает при малых D4 (практически при D4 < 30 -г- 40 мм при обычных чугунных кольцах) применять наборную конструкцию поршня, как это представлено на фиг. 165 и 167.
Как видно из уравнений (340), (342), (343) и (344), для данных значений Dn и Е величины qy, ск, 1у и а (ар или <Уяад) взаимосвязаны, и по этим уравнениям можно определить основные параметры колец. Так, например, зада
ск
ваясь величинами а и ао, а следовательно, внад, определяют отношение —75— и далее вычисляют величины qy и /у.
Практически для колец диаметром 50 4- 1000 мм допускается онад = = 3000 + 600 кг/см2, и ор = 2000 -т- 1200 кг/см2, причем для малых колец допускают более высокие напряжения, чем для больших.
182
Уплотнения поршней и штоков
Ниже приводятся рекомендуемые значения параметров поршневых колец и основные соображения по их выбору. Согласно нормали Главхиммаш [31 ], параметры ск и 1у поршневых колец должны лежать в следующих пределах:
1) для поршней наборной конструкции (при < 30 мм)
1 1
£>ч ~ 13 ' 19 И
ск
1У ск
0,9-г-1,9;
2) для поршней нормальной конструкции (при Оц = 40 1500 мм)
ск
Иц ~ 25
4г и -^-^3,5--5, 37 ск
причем первые пределы соответствуют малым диаметрам колец, а вторые — большим.
Увеличение радиальной толщины колец ск не только уменьшает отрицательное влияние радиального износа колец на потерю их упругости, но и уменьшает напряжение смятия по торцовым поверхностям колец, понижая тем самым износ этих поверхностей. Поэтому понятна тенденция, отмечаемая в двигателестроении, к увеличению ск колец. Для данного кольца увеличение ск и /у приводит к увеличению qy и ар.
Температурный зазор lt делается для того, чтобы кольцо при повышении температуры имело возможность расширяться. Необходимая величина его будет
lt = л£>а (tK — ty) мм, (345)
где а — коэффициент линейного расширения (для чугуна а= 1,1 .10-5); tK — рабочая температура кольца, °C;
— температура холодного цилиндра, °C.
Если принять с запасом tK — = 150° С, то получим lt = 0,005 D4.
Высота кольца при = 40 -н 1500 мм выбирается Ьк = (0,6 1) ск,
причем большие отношения -у- соответствуют меньшим D*. Величина b не влияет на qy и напряжения ар и онад. Увеличение Ьк приводит к увеличению работы трения и износу поршневых канавок. Последнее объясняется тем, что увеличение Ьк приводит к увеличению сил инерции, вследствие чего поршневая канавка интенсивнее разрабатывается кольцом. Поэтому в практике поршневых машин существует постоянная тенденция к уменьшению Ьк. Однако принимать Ьк меньше 2—2,5 мм не рекомендуется, так как при малых Ьк нарушается масляная пленка и увеличивается износ кольца и цилиндра.
Размеры поршневых канавок (см. фиг. 82) берутся в зависимости от размера колец. Номинальная ширина поршневой канавки Ь' равна номинальному размеру Ьк ^посадка , глубина ее с' > + 0,25 мм и высота
гребешка между канавками Ь" = (0,7 -н 1) Ьк.
Нижний предел qy устанавливается из тех соображений, что кольца, имеющие даже идеальное прилегание к цилиндру, могут работать лишь при наличии некоторой минимальной величины давления. Для этого достаточно, чтобы qy — 0,3 0,5 кГ/см*.
Повышение qy ограничивается ростом рабочего напряжения в кольце ад, У D v
ибо, как видно из формулы (342), при постоянном отношении —— напря-ск
жения ар растут пряма пропорционально давлению qr Кроме того, повышение qy способствует увеличению износа элементов уплотнения.
Уплотнение поршневыми кольцами
183
Фиг. 86. Типы замков поршневых колец: а — прямой замок (при D4 < 20 мм)\ б — косой замо с (при £>ч<200 мм)\ а—замок внахлестку (при Dq>200 мм).
Согласно нормали Главхиммаш для поршневых колец у цилиндров с диаметром 1500 350 мм qy = 0,345 -4- 0,5 кПсм\ а при Эц = 350
ч- 40 мм величина qy = 0,5 -4- 1,5 кГ/см\ В компрессорах высокого давления с малым диаметром колец величина qy доходит до 2—3 к,Псм* и выше.
При увеличении диаметра колец допускают меньшие величины qy. Кольца больших диаметров предназначаются для цилиндров низкого давления, а при низких давлениях газа увеличивается влияние qy на износ. С другой стороны, при больших диаметрах и низких давлениях относительные потери газа на перетекание малы. Это позволяет понизить значение qy, «сохраняя в то же время надлежащую герметичность.
Для поддержания величины qy, уменьшающейся в процессе износа, вхпрак-тике иногда применяют экспандеры [32], т. е. спе-диальные пружины, помещаемые между кольцом и дном канавки поршня. С этой же целью иногда делают кольца и канавки у поршня с конусной тор-довой поверхностью [30].
Кольца, п р име н яемые в компрессорах, имеют замки с прямой или косой прорезью (под 45°) или
внахлестку (фиг. 86). Лучшую герметичность создает замок внахлестку, худшую — прямой. Исследования показали, что потери газа при замке внахлестку всего лишь на 5% меньше, чем при косом замке. Если учесть, что потери газа через кольца составляют 2-4-8% производительности, то это дает увеличение производительности всего лишь на 0,1—0,4%. Изготовление же колец с замками внахлестку значительно, сложнее, поэтому их применяют лишь при больших D* [33].
При сборке поршневые кольца устанавливают таким образом, чтобы замки у разных колец были смещены по окружности. Однако при работе компрессора кольца имеют возможность поворачиваться в канавках, вследствие чего замки часто располагаются в одну линию, что увеличивает потери газа. Во избежание этого у поршней большого диаметра положение колец «фиксируют штифтами, проходящими через зазор в замке и ввинченными в тело поршня.
Герметичность поршневого уплотнения может быть повышена и при косых замках, если прорези соседних колец делать в разные стороны. Опыты, проведенные в ЛПИ с кольцами диаметром 24 мм при постоянном давлении в цилиндре рц — 100 ат, показали, что такое расположение прорези замков соседних колец снизило относительные перетекания газа при общем числе колец в комплекте 6 и 12 на 5 и 7% соответственно. При меньшем давлении в цилиндре это влияние было еще сильнее и при рц — 40 атм,
= 12 доходило до 18%. Противоположное расположение прорезей замков соседних колец не требует специальной фиксации колец в канавках.
Рассмотренные выше поршневые кольца, по их назначению, называются уплотняющими. Кроме них, в вертикальных компрессорах с цилиндрами простого действия со смазкой разбрызгиванием применяются также маслосъемные кольца. Они предназначены для удаления излишней смазки со стенок
184
Уплотнения поршней и штоков
цилиндра. Маслосъемные кольца располагаются в нижней части поршня в количестве не более двух. Они, как и уплотняющие, представляют собой пружинящие разрезные кольца, но имеют и некоторые отличия от уплотняющих. Одна из наиболее распространенных конструкций представлена на фиг. 87. Острая кромка кольца при движении поршня к валу снимает масло со стенок цилиндра. Удаление этого масла, собирающегося в кольцевых фасках поршня, происходит через радиальные сверления. Удельное давление qy маслосъемных колец обычно принимается в пределах 0,5 4-0,25 кГ/см2.
Расчет потерь газа через поршневые кольца является наименее разработанным вопросом. Герметичность поршневого уплотнения определяется главным образом двумя группами факторов:
1) специфическими особенностями данного уплотнения и условиями его работы (уплотнительная способность поршневых колец, влияние смазки, состояние рабочей,поверхности цилиндра, интенсивность охлаждения и пр.);
2) параметрами рабочего процесса ступени компрессора (давление, температура, противодавление за поршневыми кольцами) и величиной мертвого пространства.
Первая группа факторов не поддается расчету и их влияние можно оценить лишь экспериментальным путем. Влияние факторов второй группы можно с некоторым приближением определить расчетом. Так, на
пример, величину потерь газа можно определить по аналитическим зависимостям, аналогичным применяемым при расчете лабиринтовых уплотнений турбомашин. Таким способом, например, пользуются некоторые авторы [34] для определения потерь газа через поршневые кольца цилиндрических: золотников паровых машин.
Эти зависимости для любого газа имеют следующий вид [6]: при отсутствии критического истечения
Рц-Рп %кРциц
(346>
в случае критического истечения
где
(347>
___. Рц , g v4 х2
(348>
причем наличие критического истечения в конце уплотнения устанавливаете® уравнением
Рк = рч[ k+l) |/^ х2 (zK—l)+g •
Если рк < рп, то имеется некритическое истечение и при рк~> рп — критическое истечение.
Для двухатомных газов, в частности для воздуха, х = 2,145.
Уплотнение поршневыми кольцами
185.
В этих уравнениях обозначены:
Gnp — весовое количество газа, протекающего через уплотнение, кг/сек:,» f — проходное сечение зазоров в элементах уплотнения, ле2;
рц — давление газа в цилиндре, кПм*\
рп — противодавление, т. е. давление газа после уплотнения, кПсм\ — удельный объем газа перед уплотнением, т. е. в цилиндре, м3/кг» рк — критическое давление газа, кГ/м\
Из уравнений (346) и (347) следует, что при изменении параметров рц> рп й v4 изменяются и потери газа. Эти изменения могут быть определены следующим образом: при изменении параметров в области докритическога истечения газа
(350>
мри изменении параметров в области критического истечения
@пр GnpQ
(351)
где Тц — абсолютная температура газа перед уплотнением.
Индексы 0 означают первоначальные параметры и соответствующие икг
потери газа.
Из уравнений (350) и (351) видно, что потери газа через поршневые кольца при данных параметрах процесса можно определить, если известны потери газа через эти кольца при других параметрах процесса.
Опыты, проведенные в этом направлении в ЛПИ [6,9], показали возможность использования подобных ана-
Фиг. 89. Зависимость потерь газа Gnp2 = F2 (рц) при рп = const = 10 ати и zK — 20.
литических зависимостей. На фиг. 88 и 89 представлены теоретические и экспериментальные данные по%потерям газа Gnpl и Gnp2 в зависимости от величин рп и рц при числе колец zK = 20 и диаметре цилиндра 24 мм. За. исходные точки для теоретического расчета (на фигурах зачерненные кружки) брались экспериментальные значения потерь газа при данном zK, полученные
186
Уплотнения поршней и штоков
в условиях критического истечения газа (т. е. когда величина протечки не зависела от противодавления).
На основании полученных результатов был предложен [6, 9] метод расчета средних величин потерь газа при переменном давлении в цилиндре и постоянном значении рп. Сущность этого метода заключается в том, что •определение средних величин потерь газа за рабочий цикл Gnp ведется путем -вычисления средних величин протечек газа по отдельным участкам цикла,*
а именно
G„ = °;++о;+
+ (352)
Здесь: G* и G*—средние величины потерь газа в единицу времени соответственно на участках всасывания и нагнетания, отнесенные к циклу посредством коэффициентов х (см. ниже). Они определяются из следующих уравнений (см. фиг. 90):
G* = Ge (хв - хв1), (353)
GH = GH (хн—хн1), (354)
где х — • Индекс у коэффициента х показывает точку на индика-
торной диаграмме, которая определяет величину Vx,
Vx — переменный объем рабочей камеры, определяемый положением поршня, а следовательно, соответствующими точками на индикаторной диаграмме;
Ge и GH — протечки газа в единицу времени через данное уплотнение при постоянном давлении в цилиндре, равном соответственно Рхц и р2ц.
Средние величины протечек газа в единицу времени (отнесенные к циклу) соответственно на участках сжатия и расширения G*^ и G*pacui определяются из следующих уравнений:
G* =G* +G* ,
СЖ вК ‘ КН ’
G * = G* +G*
pacui HiKi 1 кхвг-
(355)
(356)
Здесь G^ и G*H к — средние величины протечек газа в единицу времени (отнесенные к циклу) на участках кн и н1к1 (см. фиг. 90) кривых сжатия и расширения, соответствующие критическому истечению газа;
G** и G*Ktgt — средние величины протечек газа в единицу времени (отнесенные к циклу) на участках вк и кгв1 кривых сжатия и расширения, соответствующие некритическому истечению газа.
* Здесь и в других местах слово «цикл» обозначает совокупность процессов, происходя*
лцих за время удвоенного хода поршня.
Уплотнение поршневыми кольцами
187
Точки к и Ki на индикаторной диаграмме определяются по величине критического давления р1к перед кольцами, равного
Р1к — Рп
А—1
(357)
При рц> р1к наступает критическое истечение через последний элемент уплотнения.
Величины средних потерь газа на отдельных участках кривых сжатия и расширения определяются следующими уравнениями:
о — ~ /11 \ / * —ь \
G-~-T=^rG«s4 Цн 2 х 2 -X 2 , (358)
Зп4-1 Зп4-1
х 2 —х 2 к в
(Зп+1) е2
3/14-1 Зп4-1
X 2 —х 2 в!
(Зп+1)
.(361)
Здесь а — относительная величина мертвого пространства;
п — показатель политропы. Для линий сжатия и расширения в данном расчете он принимается одинаковым;
Чтобы определить абсолютную величину протечек газа Gnp для любого режима ступени компрессора, надо, кроме расчетной индикаторной диаграммы, а также величин гк, а и знать Ge или G*. Последнее следует из того, что величины Ge и GM взаимосвязаны.
А именно
п+1
при р1к < величина GH — G^ 2п , (362)
при р1к > р2ц
величина
(363)
g
Достаточно точно величины Ge или GH можно определить только экспериментально. Если Gg и GH неизвестны, то их приближенно можно подсчитать по формуле (346) или (347) при = const или = p2li = const.
За площадь для прохода газа в уплотнительных элементах f в этом случае
188
Уплотнения поршней и штоков
надо принять площадь для прохода газа в замке кольца, определяя ее по формуле
f = k'ltAr,
где Аг = 0,5 (£)ц— Dn) и k'— поправочный коэффициент, зависящий от
Фиг. 91. Зависимость протечек газа Gnp = F (zK) при постоянном и переменном давлении газа в цилиндре.
плотности прилегания колец к стенкам цилиндра и поршневых канавок (особенно концов кольца у замка), от температурного режима, смазки и пр. Для нового кольца с хорошим прилеганием к стенкам ориентировочно можно принять k' = 1.
Фиг. 92. Зависимость протечек газа Gnp=F (рп;
при режиме работы компрессора р1ц = 100 ати, Ргц = 400 ати.
Фиг. 93. Зависимость протечек газа Gnp = F (£ц) при гк == 20, рхц = 100 ати и р1Ц > р1кр.
В процессе износа элементов уплотнения величина k' будет увеличиваться.
Определив таким способом для данной ступени или компрессора величину потерь газа Gnp и зная производительность по нагнетанию G, можно определить коэффициент герметичности
К G г? G + Gnp •
Изложенный выше метод расчета можно применить для решения некоторых частных задач без определения величин GH или G6. Например, определить, во сколько раз изменится величина потерь при переходе к другим параметрам рабочего процесса и другим величинам pn,zK и а. В отдельных частных случаях (когда р1к < или немного больше рц1) этот метод практически применим и при переменном рп.
На фиг. 91, 92 и 93 представлены зависимости величин потерь газа Gnp соответственно от числа поршневых колец, степени повышения давления и противодавления за кольцами, полученные в ЛПИ экспериментально, а также аналитически по изложенному методу расчета.
Результаты этих экспериментов, в частности, показали также, что абсолютная величина потерь газа в единицу времени практически мало зависит
Вопросы- работоспособности уплотнения поршня кольцами
189
от числа оборотов вала компрессора. Это видно, например, на фиг. 92 для кривой zK = 20.
Ориентировочная оценка герметичности уплотнения поршня кольцами может производиться по уравнению (135).
§ 39. ВОПРОСЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ УПЛОТНЕНИЯ ПОРШНЯ КОЛЬЦАМИ
В процессе работы компрессора вследствие радиального износа кольца происходит уменьшение его упругости. Падение упругости ограничивает время нормальной работы кольца. Поэтому срок службы его в компрессорах можно характеризовать так называемой долговечностью поршневого кольца. Теоретически долговечность поршневого кольца определяется временем работы, по истечении которого давление от собственных сил упругости в каком-либо сечении кольца падает до нуля.
В настоящее время, при целом ряде допущений, теоретически доказывается [30], что в процессе износа поршневых колец, имеющих любую первоначальную эпюру давлений по окружности, происходит перераспределение этих давлений. Вследствие этого радиальный износ поршневых колец по окружности будет происходить неравномерно.
Анализ радиального износа кольца, имеющего первоначально равномерную эпюру давлений, показывает следующее.
1. Кольцо изнашивается по окружности неравномерно. Минимум износа, независимо от величины давления газа и времени, должен находиться у замка. Максимум износа должен лежать примерно под углом 45° от замка (см. фиг. 83).
2. В процессе износа кольца, кроме общего уменьшения его упругости, происходит перераспределение давления по окружности, а именно: участкам кольца, имеющим пониженный износ, соответствует большое падение давления и, наоборот, там, где имеет место повышенный износ, происходит сохранение и даже повышение давления.
Проведенное в ЛПИ экспериментальное исследование радиального износа трех комплектов компрессорных поршневых колец, выполненных с первоначально равномерной эпюрой давления, показало [11], что эти кольца имеют большую неравномерность износа по окружности. Данные исследования первого комплекта, состоявшего из 18 колец диаметром 24 мм, после примерно 100 часов работы представлены на фиг. 94.
Здесь по оси абсцисс нанесены углы ф, соответствующие определенным сечениям кольца по окружности, согласно схеме фиг. 83. По оси ординат отложены относительные величины радиального износа колец
g _ СК1 СК2
СК1
где ск1 и ск2 — радиальные толщины колец, замеренные в сечении под углом ф соответственно до и после испытания. На фигуре нанесено 18 кривых, каждая из которых показывает закономерность радиального износа определенного кольца комплекта. Нумерация колец в комплекте (фиг. 94) начинается со стороны рабочей полости.
Экспериментальные кривые (фиг. 94) свидетельствуют о том, что неравномерность радиального износа имеет закономерный характер и в принципе подобна теоретической закономерности. Это выражается прежде всего в том, что в области замка (ф = 5 и 355°) наблюдается резко пониженный износ колец. Причем этому пониженному износу у замка одновременно сопутствует нарушение прилегаемости колец к цилиндру в этой области. Последнее
190
Уплотнения поршней и. штоков
Фиг. 94. Относительная величина радиального износа поршневых колец в различных сечениях (р1Ц = 100 ати, р2Ц — 400 63772 22» Рп — Ю ати, сп = 2,9 м/сек}.
Вопросы работоспособности уплотнения поршня кольцами
191
снижает герметичность всего уплотнения. Так, например, за указанный, период работы этого комплекта колец потери газа через уплотнение возросли примерно в 1,5 раза.
Поскольку в первом приближении срок службы кольца определяется временем работы, после которого удельное давление кольца в какой-либо.
точке его окружности падает до нуля, то из этого анализа следует, что срок, службы кольца с первоначально равномерным давлением по окружности определяется падением давления вблизи замка.
Из вышеизложенного следует, что для увеличения долговечности кольца надо обеспечить на новом кольце неравномерное давление по окружности,, а именно: целесообразно применять кольца 'с повышенным давлением у замка.
Теоретический анализ радиального износа кольца, выполненного с таким неравномерным распределением давления по окружности, показывает [30], что, действительно, благодаря большому «запасу давления» у замка кольцо с корректированным давлением является значительно более долговечным.
В настоящее время кольца с повышенным давлением у замка имеют широкое распро-
Фиг. 95. Относительный весовой износ поршневых колец (Рщ = 100 ати, Рщ=^ ати, рп=Ю ати% сп= 2,9 м/сек).
странение в двигателях внут-
реннего сгорания, практика эксплуатации которых в СССР и за границей подтвердила целесообразность применения таких колец.
В поршневых компрессорах до настоящего времени применяются исключительно кольца с равномерной эпюрой давления. Применение колец с корректированным давлением по окружности должно повысить эффективность работы их уплотнений, особенно при повышении быстроходности компрессора [11].
Износ колец зависит от целого ряда факторов, как например, состояния поверхности, материала и твердости элементов уплотнения, влияния смазки,, охлаждения и т. д. Износ отдельных колец комплекта зависит также от их места в комплекте, так как это определяет величину дополнительного поджатия кольца к цилиндру давлением протекающего газа.
Результаты исследования в ЛПИ износа по весу отдельных поршневых колец в комплекте представлены на фиг. 95.
r-k
Здесь по оси ординат отложены —-----------величины относительного
износа колец по весу, где AG* — уменьшение веса кольца от износа (после примерно 100 час. работы) и GK — вес его до износа. По оси абсцисс нанесены номера колец (начиная счет от рабочей полости). Эти данные свидетельствуют о неравномерном износе отдельных колец в комплекте. Первые кольца, на которые действует наибольшая величина Др, имеют наибольший износ. Предпоследние кольца, которые находятся в области относительно небольших давлений газа и на которые действуют малые перепады давлений, имеют относительно малый износ.
Резко повышенный износ последнего 18-го кольца (фиг. 95, а также фиг. 94), вероятно, может быть связан с тяжелыми условиями работы граничных колец комплекта в условиях точечной цилиндровой смазки (фиг. 96). Последнее кольцо при ходе поршня от рабочей полости, как и первое при
492
Уплотнения поршней и штоков
обратном ходе, находятся в наиболее неблагоприятных условиях по сравнению с остальными кольцами комплекта с точки зрения образования масляной пленки на их поверхности. Кроме того, при работе компрессора у последнего кольца, согласно расчетам, должно иметь место критическое истечение газа. Поскольку перетекание газа происходит главным образом в небольшой области у замка, то за последним кольцом на большей части окружности устанавливается давление, равное не критическому, а противодавлению за кольцами. Поэтому у последнего кольца действует большая величина Др, что приводит к большому износу.
Фиг. 96. Износ рабочей поверхности цилиндра (р1ц = 100 ати, р2Ц = 400 ати, рп = 10 ати, сп = 2,9 м/сек}.
Износ рабочей поверхности цилиндра после тех же испытаний представлен на фиг. 96. До испытания поверхность цилиндра была гладкой. Эти данные показывают, что рабочая поверхность цилиндра имеет неравномерный износ как вдоль образующей L, так и в отдельных диаметральных сечениях.
Износ цилиндра в основном определяется теми же факторами, что и износ колец, но, кроме того, он зависит от числа колец, проходящих через данное сечение цилиндра. В частности, большие величины износа Д на стороне рабочей камеры цилиндра (фиг. 96) вызываются тем, что на поршневые кольца здесь действуют большие величины Др. Некоторая «бочкообразность» эпюры износа цилиндра (повышенный износ средней части его) объясняется тем, что здесь проходит наибольшее число колец. Кроме того, интенсивное охлаждение средней части цилиндра также могло способствовать «бочкообразное™» эпюры износа.
Тяжелые условия работы первых колец комплекта обусловливают не только большой износ этих колец, но и вызывают повышенный износ рабочей поверхности цилиндра. Поэтому улучшение условий работы этой части уплотнения имеет существенное значение для повышения его работоспособности. Такого улучшения можно добиться путем искусственного снижения давления газа, притекающего к первому кольцу. Это можно сделать за счет дросселирования газа перед первым кольцом с помощью следующих конструктивных мероприятий.
1. Выполнить переднюю часть поршня наборной и в канавки между дистанционными кольцами установить добавочные неразрезные кольца с высотой Ьк, большей чем у обычных разрезных колец, и диаметром, несколько меньшим диаметра цилиндра (на величину теплового зазора), как это представлено на фиг. 167.
2. Создать узкую кольцевую щель перед первым кольцом за счет соответствующего удлинения передней части поршня. Такое решение будет
Вопросы работоспособности уплотнения поршня кольцами
193
достаточно эффективно лишь при создании малой величины радиального зазора в'этой щели.
Эти мероприятия могут не только снизить износ колец и цилиндра, но и уменьшить потери газа через уплотнение.
По опытам, проведенным в ЛПИ, применение сравнительно небольшой кольцевой щели перед комплектом поршневых колец (zK = 20) снизило потери газа в 3,6 раза. Причем эти данные были получены в частично изношенном цилиндре (0 24 мм), вследствие чего диаметральные размеры щели по ходу поршня были довольно большими и лежали в пределах 0,06 ч-4- 0,17 мм. Эти опыты показали, что при наличии кольцевой щели можно значительно уменьшить число колец в уплотнении. Так, например, уменьшение числа колец с 20 до 8 при наличии кольцевой щели привело к увеличению потерь газа лишь на 11% (режим: pllf = 100 ати, = 400 ати, рп = 10 ати).
Трение и износ колец часто ставятся в зависимость от их твердости. Но единых выводов о связи между твердостью и износом нет [36, 37, 38 и 391. В настоящее время обычно чугунные поршневые кольца для компрессоров изготовляют из заготовок с твердостью в пределах 170 ч- 229 НВ. Причем кольца подбирают на 5—10 НВ ниже твердости цилиндра [33]. В двигате лях внутреннего сгорания, а также на некоторых компрессоростроительных заводах, наоборот, принято кольца брать с твердостью, превышающей твердость цилиндра на 10—20 НВ [40].
Износ колец и цилиндров тесно связан с их материалом. Согласно нормали Главхиммаш поршневые кольца в зависимости от диаметра должны изготовляться из чугуна следующих марок: СЧ24-44 (диаметры до 200 мм), СЧ21-40 (диаметры 210—500 мм), СЧ18-36 (диаметры 520—1500 мм).
Качество колец не столько определяется химическим составом материала, сколько его структурой, которая оказывает влияние также на твердость. Основная структура для заготовок (маслот) поршневых колец компрессоров — перлит тонкого сложения (сорбитообразный) с мелким завихренным и равномерно распределенным графитом. Излом отливки должен иметь однородное мелкозернистое строение с матовым оттенком. Свободные выделения цементита недопустимы. Феррит допускается в виде отдельных мелких включений в количестве не более 5% площади шлифа.
Чугунные кольца по сравнению со стальными имеют гораздо худшие качества упругости. Кроме того, чугунные кольца вследствие ухудшения свойств упругости при высоких температурах обнаруживают после работы так называемую усадку замка (уменьшение зазора 1С). Однако сталь как материал для колец применяется гораздо реже, чем чугун, так как при стальных кольцах значительно повышается износ цилиндров. Большое распространение стальные кольца получили в быстроходных авиадвигателях, где требуются высокие удельные давления колец от собственных сил упругости и меньшая хрупкость. Здесь стальные кольца особенно успешно сочетаются с пористым хромированием, нашедшим в авиации широкое применение. Стальные кольца в компрессорных машинах в настоящее время почти не применяются.
Определенный интерес представляют экспериментальные работы, проведенные с кольцами из мягкой стали с цементацией и последующей закалкой. Такие кольца испытывались в паре с чугунной втулкой (НВ = 188 ч- 190) в поршневом компрессоре, имевшем следующие параметры: рн = 12 ат, рк = 65 ат и сп = 2,5 м/сек. Испытания показали, что износ цилиндра, работавшего со стальными кольцами, меньше примерно в 10 раз по сравнению с износом аналогичного цилиндра при чугунных кольцах. На основании этих испытаний Н. Н. Яковлев [42] пришел к выводу, что малоуглеродистая сталь может служить хорошим материалом для колец
13 Захаренко и др. 314
194
Уплотнения поршней и штоков
компрессоров с температурой нагнетания воздуха в них не выше 250° С. Естественно, что для решения вопроса о целесообразности внедрения в практику таких колец требуются дополнительные всесторонние исследования.
Иногда в практике применяются также и иные материалы. Так, например,, в кислородных компрессорах и воздушных компрессорах с высокой степенью повышения давления, смазываемых водным раствором мыла или глицерина,, кольца Делают антикоррозийными из кованой бронзы.
В настоящее время кольца у воздушных и кислородных компрессоров, работающих без смазки цилиндров, делают из прессованного материала на основе графита. Такие кольца обладают очень хорошими антифрикционными свойствами без применения смазки и обладают стойкостью к кислороду и другим химически активным агентам. При трении графита о металл поверхность последнего покрывается тонкой, но прочной графитовой пленкой, что обеспечивает низкий коэффициент трения и защищает металл от коррозии [43]. Однако упругие свойства прессованного графита довольно плохие, поэтому из него нельзя изготовлять упругих колец как из чугуна, стали или бронзы. Вследствие этого кольца из графита делают разрезными (из нескольких частей) и прижимающимися к зеркалу цилиндра расположенными под ними пружинящими металлическими кольцами.
В СССР для изготовления графитовых поршневых колец выпускают материалы двух марок Д и Е [44]. Работоспособность графитовых колец в значительной степени зависит от материала цилиндра. В связи с этим рекомендуется при применении графитовых колец контактирующие с ними поверхности изготовлять из невязких материалов (чугун и хром для марки Д и сталь или хром — для марки Е). При трении по вязким материалам (алюминий, медь, латунь и пр.), а также при загрязнении поверхности трения даже незначительными количествами масла, жиров, смол и пр. графит теряет свои антифрикционные свойства.
Поршневые графитовые кольца работают в выполненных компрессорах без смазки при давлении воздуха до 245 ашм, температуре 200° С и средней скорости поршня 2 м/сек [25].
Мнения исследователей о влиянии чистоты поверхности на износ различны [36]. Сравнительно недавно убедились, что полировка рабочих поверхностей цилиндров вредна, так как она ухудшает способность поверхностей адсорбировать смазку, а потому перешли к хонингованию этих поверхностей.
В настоящее время обычными способами окончательной обработки зеркала цилиндров компрессоров считаются следующие: алмазная расточка (тонкое точение), шлифование и хонингование. Любой из этих видов обработки обеспечивает принятую в компрессоростроении чистоту поверхности зеркала по 8-му и 9-му классам [33]. Чистота обработки поверхности чугунных колец указана на фиг. 83.
Стремление увеличить работоспособность уплотнения поршня путем повышения износостойкости трущейся- пары идет также по линии различных поверхностных покрытий колец и цилиндров (хромирование, азотирование и т. д.), применения непрерывно возобновляемой металлизации поверхности цилиндров за счет износа бронзовых или оловянных вставок на кольцах и пр.
В настоящее время в области двигателей внутреннего сгорания хорошо себя зарекомендовали, а потому получили широкое распространение хромовые покрытия колец или цилиндров.
Главными особенностями электролитического хрома являются высокие химическая стойкость и сопротивление механическому износу.
Исследования показали, что хромовые покрытия можно делать как на кольцах, так и на цилиндрах. Но при этом установлено, что одновре-
Специальные уплотнения поршней
195
менно хромировать цилиндр и кольца нельзя, так как это приводит к «стаскиванию хрома» с их поверхности после нескольких минут работы. В случае применения пористого хромирования цилиндрических поверхностей колец, глубина пор обычно составляет 0,03 0,05 мм при общей толщине хромо-
вого покрытия в 0,10—0,15 мм 145]. Есть указания [38], что следует избегать толстых слоев хрома, поскольку они в большей степени подвержены выкрашиванию, чем тонкие слои, а также не применять хромирование в тех случаях, когда удельное давление превышает 50—75 кг1см\
Поршневые кольца, покрытые пористым хромом, имеют следующие преимущества [45 ].
1. Улучшается смазка наиболее нагруженного верхнего кольца.
2. Хромированное кольцо изнашивается в 5—8 раз медленнее чугунного.
3. Уменьшается износ зеркала цилиндров в 3—6 раз.
4. Улучшается работа и уменьшается износ нижерасположенных колец. Хорошо работающее первое хромированное кольцо представляет собой защитный экран для следующих колец. Пористая поверхность колец быстро прирабатывается к поверхности цилиндра, поэтому отпадает потребность предварительной притирки колец.
5. Снижается вредное влияние холодного запуска и разжижения масла, устраняются задиры и заедания колец.
В поршневых компрессорах хромирование элементов уплотнения до настоящего времени не производилось. Определенный интерес представляют испытания, проведенные в ЛПИ, над комплектом (zK = 20) стальных поршневых колец 0 24 мм, имевших пористое хромовое покрытие наружной цилиндрической поверхности. Эти кольца работали в паре со стальной втулкой {НВ — 229) при рц1 — 100 am и рц2 = 400 ат. Эти испытания показали существенные положительные качества такого уплотнения: износ первых хромированных колец был в 5—10 раз, а средних в 3—5 раз меньше, чем у чугунных колец в аналогичных условиях. Износ цилиндра соответственно был примерно в 3,4 раза меньше.
§ 40. СПЕЦИАЛЬНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ПОРШНЕЙ
Уплотнение манжетами
В некоторых компрессорах, например кислородных, уплотнение поршня делается с помощью фибровых манжет. На фиг. 97, а показан поршень с одной манжетой. Такая конструкция применяется в цилиндрах одностороннего действия, когда давление всасывания рц1 выше атмосферного ра.
Конструкция поршня, представленная на фиг. 97, б, с двумя манжетами применяется в цилиндрах простого действия, когда давление рц1 может быть ниже атмосферного, и в цилиндрах двойного действия.
Наружный диаметр борта манжеты несколько больше D4, а наружная поверхность манжеты до ее постановки в цилиндр имеет небольшую конусность. Когда манжета вводится в цилиндр, то вследствие упругости ее материала она уменьшается по диаметру до величины Ьц и своим бортом плотно прилегает к зеркалу цилиндра, чем и создается начальная герметичность. При увеличении давления газа рц в цилиндре избыточное давление рц—ра прижимает манжету к зеркалу цилиндра (как схематично указано на фиг. 97, узел Л) и создается надежная герметичность. Чем больше давление рц, тем больше и сила прижатия манжеты, т. е. имеет место самоуплотнение.
Сила трения манжеты Рм о стенки цилиндра при движении поршня будет
Рм "= f* ЛОЦЬМ (Рц — ра), (364)
13*
196
Уплотнения поршней и штоков
^де fM—коэффициент трения манжеты о стенки цилиндра;
Ьм — высота трущегося борта манжеты (см. фиг. 97).
Величина давления среды, для уплотнения которой могут применяться манжеты, определяется прочностью материала манжеты из следующего уравнения:
я Рц см) См & * ~ fм яОцЬ* (Рц Ра)>
Рабочая камера
Фиг. 97. Уплотнение поршня манжетами:
/ — шток; 2 — поршень; 3 — прижимное кольцо; 4—манжета; 5—шпилька; 6—гайка и контргайка.
отсюда
р + (365)
Тмицим
где см — толщина манжеты;
ом — допускаемое напряжение разрыва для материала манжеты.
При уплотнении манжетами зеркало цилиндра должно быть тщательно отполировано. Уплотнения манжетами применяются обычно при давлениях до 300 ата и в специальных случаях — значительно больших. Преимущества уплотнений поршней манжетами следующие: компактность, высокая герметичность, простота конструкции. Недостатки — быстрый износ, особенно при средних скоростях поршня более 1 м!сек и невозможность работы при высоких температурах.
Лабиринтовые уплотнения
Работа лабиринтового уплотнения основана на дросселировании газа, происходящего при протекании его через последовательно расположенные сужения. В этих сужениях газ за счет снижения давления получает большую скорость, которая затем падает в камерах, расположенных за каждым сужением. При этом скоростная энергия теряется, частично или полностью переходя в тепло без восстановления статического давления.
Специальные уплотнения поршней
197
Конструктивно лабиринтовое уплотнение выполняется в виде системы кольцевых выточек на поверхности поршня, образующих в сочетании с внутренней поверхностью цилиндра, в котором перемещается этот поршень, систему лабиринтовых камер. Лабиринтовые камеры расположены по длине поршня на равных расстояниях2друг от друга, как это схематично показано на фиг. 98.
Достоинства данного уплотнения состоят в том, что здесь теоретически отсутствует непосредст
Фиг. 98. Варианты лабиринтовых камер (фирма Зульцер).
Фиг. 99. Лабиринтовое уплотнение. Зависимость Vnp — f (рц) при различных зазорах б и L = 300 мм.
венный контакт между поршнем и цилиндром, а следовательно, нет трения между ними. Кроме того, это уплотнение может применяться при отсутствии смазки.
Недостатки такого уплотнения связаны с тем, что для создания достаточно хорошей герметичности необходимо иметь малые зазоры между цилиндром и поршнем. Последние же трудно практически обеспечить по технологическим и конструктивным причинам.
Лабиринтовое уплотнение в поршневых компрессорах применяется редко и только в специальных случаях. Такой тип уплотнения для поршней и штоков встречается, например, в некоторых компрессорах, применяемых в пищевой и химической промышленности, в частности кислородных, в цилиндрах которых недопустимо наличие смазочного масла.
Проведены исследования [48] на неподвижном поршне (£>ч = 120 мм) при отсутствии смазки пяти вариантов лабиринтовых камер, которые представлены на фиг. 98.
Было проведено две серии испытаний, результаты которых представлены на графиках фиг. 99 и 100. В первой серии (фиг. 99) при постоянной длине лабиринтовой части L = 300 мм изменялся зазор д между кромками гребней на поршне и поверхностью цилиндра (0,05 -и 0,2 мм) и давление в цилиндре (10 70 кг/см2). Для сравнения было проведено испытание также гладкого
зазора (щели) и уплотнения с обычными поршневыми кольцами (на фиг. 99
198^
Уплотнения поршней и штоков
они обозначены соответственно цифрами 6 и 7). Во второй серии (фиг. 100) при постоянном зазоре 6 = 0,075 мм для трех лучших профилей лабиринта менялись длина L (300 -т- 50 мм) и рц (10 -и 65 кг/см2). Противодавление рп в обоих случаях было равно атмосферному давлению.
Потери воздуха Vnp отнесены к атмосферным условиям. На графиках цифрами 1,2... обозначены типы лабиринтовых гребней согласно фиг. 98.
Испытания показали, что форма лабиринта имеет сравнительно малое
уплотнения.
Наилучшие результаты показал вариант 5 (фиг. 98), имеющий легко обрабатываемый профиль равностороннего треугольника, нарезанный на поршне по образцу точной винтовой нарезки. Затем идут варианты лабиринтов: 4, 3, 2 и наиболее плохие результаты показал лабиринт 1. Такой результат можно объяснить следующим образом. При одинаковой длине лабиринта L 5-й вариант имеет наибольшее число лабиринтов-камер, следующим по числу камер является 4-й вариант. Варианты 1 —3 с этой точки зрения равноценны. Но варианты 1—3 отличаются друг от друга объемом и формой лабиринтовых камер, а следовательно, способностью камер «гасить» скорость газа.
Как и следовало ожидать, испытания показали, что потери газа сильно зависят от величины зазора б. Однако
влияние на герметичность такого
Фиг. 100. Лабиринтовое уплотнение. Зависимость Vnp—f (L) при различных рц и 6 = 0,075 мм.
окончательно рекомендовать предельную величину зазора на основании подобных испытаний с неподвижным поршнем не представляется возможным. Для этого необходимы испытания на работающей машине.
Фирма Зульцер строит компрессоры без смазки с лабиринтовым уплотнением обычно одно- и двухступенчатыми для различных сред — воздуха, пара и кислорода.
Расчет потерь газа через лабиринтовое уплотнение в принципе можно производить (с введением поправочных коэффициентов) по уравнениям (346)—(363), полученным для уплотнения порыиня кольцами.
Дроссельное уплотнение
Дроссельное уплотнение осуществляется за счет дросселирования газа вследствие трения при протекании его по длинной кольцевой щели. Конструктивно это уплотнение выполняется в виде дроссельной втулки, в которой перемещается с небольшим зазором плунжер. Эффективность дроссельного уплотнения увеличивается с уменьшением кольцевого зазора и за счет введения в него смазки.
Дроссельное уплотнение в чистом виде в поршневых компрессорах применяется редко. Однако оно используется в комбинации с уплотнением поршневыми кольцами и сальниковым уплотнением. Для обеспечения работы дроссельного уплотнения прибегают к шлифовке элементов уплотнения, при которой получаются очень малые зазоры. Достоинства шлифовки — малое трение и высокая герметичность. К недостаткам такого уплотнения следует
Специальные уплотнения поршней
199
отнести пригодность его только для чистых жидкостей и газов, большую чувствительность к температурным расширениям и боковым усилиям, которые могут привести к защемлению. Кольцевые канавки, которые часто делаются на шлифованной поверхности элементов уплотнения, практически не повышают его герметичность. Поэтому при определении расчетной длины щели надо из общей длины уплотнения вычесть ширину этих канавок. Положительная роль канавок заключается в том, что в них могут скопляться твердые частицы, попавшие в щель вместе со смазкой. Это предохраняет шлифованные поверхности от царапин, задиров и быстрого износа.
На практике шлифованные поверхности применяют в поршневых манометрах, масляных и топливных насосах, а также иногда в компрессорах сверхвысокого давления. Так выполнен, например, четырехступенчатый вертикальный компрессор на 4000 am [26].
Гидравлическое уплотнение
Гидравлическое уплотнение поршней-плунжеров ступеней сверхвысокого давления было разработано в Ленфилиале НИИхиммаш в 1953 г. [50] и впоследствии внедрено для этиленовых дожимающих компрессоров на 1500 ат [56].
Гидравлическое уплотнение поршня осуществляется в виде гидравлического затвора, образуемого слоем смазывающей жидкости, заполняющей кольцевую щель между втулкой и поршнем.
Поскольку в этом случае через кольцевую щель протекает жидкость, а не газ,<то ее можно делать с большим зазором, чем при дроссельном уплотнении. Однако для снижения расхода смазывающей жидкости этот зазор выполняют по возможности минимальным, но таким, чтобы не происходило защемления поршня во втулке из-за теплового расширения деталей. Практически поверхность втулки (внутреннюю) и поршня обрабатывают по высокому классу чистоты (V9 -н V И) и пригоняют с малым диаметральным зазором (0,03 0,04) мм.
Конструкция гидравлического уплотнения поршня представлена на фиг. 101. Это уплотнение, кроме основных элементов — стальной втулки 1 и стального плунжера 2 с твердостью большей, чем у втулки, включает в себя фонарь 3 и небольшой сальник, расположенный левее фонаря. Фонарь служит для сбора и удаления смазки, вытекающей из концевой части втулки. Сальник, в котором установлены две кожаные манжеты 4, предназначен для уплотнения поршня от вытекания смазки наружу.
Камера гидрозатвора (участок b—с) делит втулку на две следующие части: участок а—b и участок с—d. При перемещении поршня во втулке участок длины щели а—Ь остается постоянной величиной, а участок длины щели с—d является переменной величиной.
В момент конца нагнетания, когда поршень находится в наружной мертвой точке (точка d), длина щели наибольшая и равна длине участка втулки с—d. В момент конца всасывания, когда поршень находится во внутренней мертвой точке, длина щели наименьшая и равна длине втулки с—d без величины хода поршня. На основании экспериментов можно рекомендовать [50] следующее: при D4 = 15 -н 30 мм надо иметь длину щели а—b > > QD4, а расстояние от камеры гидрозатвора до конца поршня, когда он находится во внутренней мертвой точке, должно быть больше или равно 4,5 D„.
Уплотнение поршня достигается при таком способе смазкой, постоянно подаваемой в зазор между втулкой и поршнем при работе компрессора. Смазка в камеру гидрозатвора нагнетается под давлением рм от специального насоса.
жидкости
Фиг. 101. Гидравлическое уплотнение поршня.
200^ Уплотнения поршней и штоков
Сальниковое уплотнение
201
Количество смазки, подаваемой в камеру гидрозатвора, должно обеспечить непрерывное ее протекание в зазоре от места подвода до места вытекания из зазора в фонарь 3, а также в сторону высокого давления во время всасывания газа. При этом часть смазки поступает навстречу газу, уносится им и отделяется в маслоотделителе. Эта часть смазки попутно обеспечивает смазку клапанов компрессора. Количество подаваемой смазки должно быть таким, чтобы в период всасывания газа в цилиндр компрессора и сжатия его от рЦ1 до рм смазка, от места ее поступления в цилиндр могла бы пройти по зазору под действием разности давлений рм — рц (пока рм > рц) не дальше внутреннего конца поршня. В период же оставшегося времени сжатия, нагнетания и частично расширения (от рц2 jw рм) эта смазка будет протекать по зазору обратно под действием разности давлений рц — рм (пока рц > рм). За этот период она не должна выйти влево от места ее подачи. Следовательно, должно быть ри^ рм> Pui- Практически величина рм (V2 -н - 2/з) РЧ2. , ,
В качестве примера можно привести [56] этиленовый компрессор ГГ-5/400-1500 (рцг = 400 ата, рц2 = 1500 ата, V = 5 нм3/мин, Оц = = 30 мм), который имеет давление рм = 1100 н- 1200 кг! см2 и расход смазки (глицерина) 4 л/час.
Для устранения возможности попадания механических включений в зазор на линии подвода смазки установлены фильтры тонкой очистки в непосредственной близости от камеры гидрозатвора и на линии всасывания газа перед всасывающим клапаном.
В настоящее время гидравлическое уплотнение поршня для компрессоров сверхвысокого давления применяется для диаметров до 30 мм. Высказывается мнение [50] о возможности использования этого типа уплотнения для больших диаметров поршней.
§ 41. САЛЬНИКОВОЕ УПЛОТНЕНИЕ
Сальниковое уплотнение или просто сальник представляет собой специальное устройство, уплотняющим элементом которого является сальниковая набивка. Сальники в поршневых компрессорах применяются для уплотнения штоков, а иногда и плунжеров ступеней высокого давления.
Набивка сальника помещается между подвижным штоком и неподвижными деталями сальниковой камеры. Она закрывает щель между подвижными и неподвижными деталями. Между штоком и сальниковой набивкой всегда существует во время работы машины узкая щель, обычно заполненная масляной пленкой, позволяющая штоку двигаться в сальнике. Минимальная величина этой щели достигается прижатием набивки к штоку тем или иным способом.
Количество среды, протекающей через узкую цилиндрическую щель, определяется [12, 15] следующим уравнением:
д^Ар
V"p = 3,83.10»/ц (366)
где Sz — радиальный зазор между штоком и набивкой, мм\
d — диаметр уплотняемого штока, мм;
I — длина щели, мм*,
Ар — перепад давлений, кГ/см2;
[I — коэффициент вязкости, протекающий через щель среды, кГ* сек/м2.
Из уравнения (366) следует, что для данного сальника на расход среды через зазор влияют величины 6Г и р. Поэтому необходимо по возможности уменьшать зазор Sr и вводить в него смазку, вязкость которой во много раз больше вязкости газов. Величина Sz может быть теоретически весьма
202
Уплотнения поршней и штоков
малой — в пределах толщины устойчивой масляной пленки, обеспечивающей смазку штока в сальнике. Однако практически этот зазор всегда больше; величина его переменна и зависит от формы и точности выполнения сопря-
женных поверхностей штока и уплотняющих колец сальника, а также от чистоты обработки этих поверхностей, от качества монтажа, от степени приработки и пр.
Сальники бывают с мягкой и с твердой набивкой. Простейший сальник с мягкой набивкой представлен на фиг. 102. Он состоит из корпуса сальниковой камеры /, в кольцевом пространстве которой помещается сальниковая набивка 2, Во избежание повреждения штока при установке его на место и во время работы, а также для центровки штока на концах сальниковой камеры вставляются грундбуксы 5 из антифрикционного материала (бронзы и т. п*). Набивка в камере сжимается при помощи нажимной втулки с фланцем 4, затягом гаек на шпильках 3. Осевое давление нажимной втулки на набивку вызывает в ней радиальные деформации (расширение).
Набивка прижимается к стенкам сальниковой камеры и штоку, чем и достигается уплотнение. У таких сальников материал набивки должен быть пластичным и хорошо заполнять занимаемую им камеру: он должен быть достаточно прочным и вязким, чтобы не выдавливаться в зазоры между поверхностями штока
Фиг. 102. Сальник с мягкой и .грундбуксы и должен иметь небольшой коэф-набивкой. фициент трения.
Одним из типов отечественной мягкой набивки является просаленный и прографиченный асбестовый шнур. Такая набивка годится для различных сред (воздух, сернистый газ, углекислый газ, аммиак, хлор) и применяется для давлений до 250 ат и температуры до 300° С [15]. Сальники с такой набивкой не требуют постоянного подвода масла, так как смазка выделяется из набивки при небольшом нагреве, воз-
никающем от трения.
Лучшими мягкими набивками для сальников являются полуметаллические, представляющие собой композицию из равных долей мелко раздробленной баббитовой стружки и проваренных в масле древесных опилок. Смесь укладывается в матерчатые чехлы и прессуется в круглые набивочные кольца. Хорошо работают также гибкие полуметаллические набивки. Одна из таких набивок состоит из пропитанного смазкой асбестового сердечника с оболочкой, выполненной в виде чехла, плетенного из медной проволочки или из баббитовой фольги. Другая разновидность состоит из набора концентрических гофрированных свинцовых колец, покрытых графитом с касторовым маслом и обмотанных асбестовым шнуром и т. п. Полуметаллические набивки обладают высокими антифрикционными свойствами и хорошей способностью отводить тепло. Их применяют для компрессоров малой и средней производительности низкого давления при недлительной работе и незначительном прогибе штоков. Иногда сальники с мягкой набивкой применяют в качестве элементов, устанавливаемых перед сальниками с твердой набивкой (так называемые предсальники).
Основное преимущество сальников с мягкой набивкой — простота конструкции; недостаток — снижение герметичности по мере износа набивки. В связи с этим требуется периодическая подтяжка сальника, а также добавка или смена сальниковых колец. Излишне сильная подтяжка может вызвать повышенный нагрев и износ набивки и штока.
Сальниковое уплотнение
293
Фиг. 103. Сальник с U-образной манжетой:
1—металлическое распорное кольцо; 2—-U-образная манжета; 3—нажимная втулка.
протекающего газа. Поэтому являются самоуплотняющи-
Иногда при малых скоростях штока (не более 1 м/сек), с целью получить более компактное уплотнение, применяются сальники с манжетами. Эти сальники работают на таком же принципе самоуплотнения как и уплотнение поршня манжетами. Основные виды манжет имеют угловую, U-образную и кровлеобразную (V-образную) формы [26]. Для иллюстрации на фиг. 103 представлен сальник с U-образной манжетой.
Первоначальное уплотнение манжет происходит за счет их упругости, прижимающей борт к трущейся поверхности. Первоначальную герметичность получают также и другими способами. Например, силой затяга сальника. При этом борта U-образной манжеты (фиг. 103) расклиниваются специальным коническим распорным кольцом. Сальники с манжетами не требуют подтяжки.
Материалом для изготовления манжет служит главным образом кожа (до 40° С), винипласт (до 50° С), резина (обычная до 50° С и специальная до 160° С), полихлорвинил (до 5)0° С), фибра (до 200° С) и пр. Значительно реже применяются металлические манжеты (из белого металла или бронзы).
Более распространенными в поршневых компрессорах являются сальники с твердой набивкой. Они выполняются с плоскими или коническими — разрезными и неразрезными металлическими кольцами. В большинстве их конструкций основное усилие, необходимое для работы уплотнения, создается за счет давления обычно такие сальники (подобно манжетным) мися.
Сальники с плоскими и коническими разрезными металлическими кольцами являются в настоящее время основными типами уплотнения штока. Характерная особенность этих сальников состоит в том, что уплотняющие элементы их могут следовать за радиальным смещением оси штока и уплотнять шток при значительном прогибе и износе. Конструктивно это обеспечивается за счет выполнения уплотняющих элементов сальника разрезными, а также благодаря наличию специальных пружин.
Конструкция сальника с плоскими разрезными кольцами, рекомендуемая нормалью Главхиммаш (1956 г.), представлена на фиг. 104, а элемент набивки такого сальника — на фиг. 105.
Эта нормаль предусматривает применение сальников с плоскими чугунными кольцами (НВ — 170 ч- 210) при диаметрах штока 30 ч- 220 мм на рабочие давления 25 ч- 100 атм с числом камер 4 ч- 8. Чем больше давление газа и диаметр штока, тем больше число камер.
Сальник (фиг. 104) состоит из нескольких стальных камер 1, имеющих наружный диаметр, соответствующий гнезду сальника в крышке компрессора. В каждой камере помещен элемент набивки сальника 2. Отдельные камеры сальника соединяются с наружным фланцем 3 стяжными шпильками 5. Весь сальник фланцем 3 укрепляется с помощью шпилек в своем гнезде в крышке компрессора. Между сальником и цилиндром компрессора имеется направляющая втулка 6, выполненная заодно с первой камерой сальника. Назначение втулки— выравнивать и снижать давление газа перед сальником. Однако при рабочих давлениях до 16 ата и при поршнях подвешенного типа эта втулка не ставится. Сальники с числом камер 4 ч- 6 снабжены двумя подводами смазки — в направляющую втулку и во вторую камеру. Сальники из 8 камер имеют третий подвод смазки — в шестую камеру. Сальник снабжен предсальником, состоящим из двух камер 4.
204
Уплотнения поршней и штоков
Отвод проникающего через сальник газа производится через специальное отверстие внутри нажимного фланца сальника 3.
Элемент набивки сальника (фиг. 105) состоит из двух плоских колец 1 и 2.
Первое по ходу газа кольцо 1 разрезано радиально на три части. Оно не устра*
Фиг. 104. Сальник с плоскими разрезными металлическими кольцами.
няет прохода газа в камеру и предназначено для перекрытия с торца радиальных зазоров а собственно уплотняющего кольца 2, Это кольцо разрезано
Фиг. 105. Элемент набивки сальника.
радиально и тангенциально на шесть частей так, что радиальные прорези их а перекрыты сегментами в тангенциальной плоскости. Для того чтобы обеспечить перекрытие радиальных разрезов с торца, кольца 1 и 2 устанавливаются с взаимным смещением разрезов. Такое положение их взаимно фиксируется штифтом 3. Зазоры в радиальных разрезах колец 1 и 2 допускают радиальный сдвиг их частей, компенсирующий износ уплотняющей поверхности, и допускают значительный прогиб штока без нарушения герметичности. Наружная поверхность уплотняющего кольца 2 имеет реборду, выполненную с целью уменьшения радиального зазора между
Сальниковое уплотнение
205
набивкой и камерой. Для предохранения от соприкосновения штока с камерой при значительном прогибе и перекосе штока во время работы этот радиальный зазор принят в нормали меньше, чем радиальный зазор между штоком и внутренней расточкой камеры.
Предварительная плотность набивки сальника при отсутствии давления газа достигается браслетными пружинами 4, охватывающими кольца набивки, и осевыми пружинами сжатия 5, расположенными в гнездах внутренней торцовой стенки камеры и прижимающими элемент набивки к торцу смежной камеры. Браслетные пружины 4 выбираются из расчета удельного давления на шток qy % 0,3 н- 0,7 кГ/см?.
5 Узел Л
Основное усилие, прижимающее уплотняющее кольцо 2 к штоку, создает газ за счет разности между давлением газа в камере, действующим с внешней стороны на кольцо 2, и меньшим по величине противодавлением в масляной пленке между кольцом и штоком. С ростом давления газа в рабочей камере компрессора автоматически растет разность давлений, а следовательно, сила прижатия кольца 2 к штоку.
Для плотного взаимного прилегания торцов колец 1 и 2 и кольца 2 к торцу соседней камеры, а также самих камер друг к другу, необходимо обеспечить высокую чистоту обработки прилегающих поверхностей, которая обычно достигается плоской шлифовкой или притиркой. Внутренние поверхности колец пришабриваются по поверхности штока.
Во время работы компрессора в первой камере сальника (со стороны рабочей камеры компрессора) устанавливается давление газа меньше, чем в рабочей камере компрессора.^ Это давление от первой камеры ко второй и далее последовательно уменьшается.
Опыт эксплуатации некоторых поршневых компрессоров [511 показывает, что сальники с плоскими чугунными кольцами при давлениях до 60 ат работают лучше, чем сальники с коническими уплотняющими элементами из цветного металла, которые изготовить сложнее и дороже.
Сальник с коническими разрезными металлическими кольцами, применяющийся для ступеней высокого давления, представлен на фиг. 106. Уплот
206
Уплотнения поршней и штоков
няющий элемент такого сальника состоит из Т-образного внешнего кольца 1 с одним радиальным разрезом и двух примыкающих к нему внутренних колец 2, имеющих также по одному радиальному разрезу. Кольца в сборе зафиксированы штифтом 5, причем разрезы смещены на 120°. Уплотняющий элемент охватывается двумя стальными плотно прилегающими к нему кольцами 4 и 5, которые перекрывают друг друга с малым радиальным зазором; и образуют внутреннюю камеру. Внутренняя камера установлена во внешней камере 6 с радиальным зазором, рассчитанным на прогиб штока. Для лучшей самоустановки набивки при значительном прогибе штока предусмотрены упорные шайбы 7. Пружины S, расположенные по окружности в гнездах внешней камеры, действуют в осевом направлении на кольца внутренней камеры и таким образом сжимают кольца 1 и 2, прижимая их к штоку. Пружины служат главным образом для создания предварительного сжатия при пуске машины в ход и рассчитываются на удельное давление на шток qy = 0,5 кПсм2. Основное усилие, необходимое для уплотнения, оказывает сжатый газ, который, воздействуя на внутреннюю камеру в осевом направлении, прижимает уплотняющий элемент к штоку. Вследствие этого закрываются радиальные и осевые зазоры у поверхностей уплотняющего элемента. Этим достигается повышенная плотность, необходимая при высоких давлениях.
Чтобы работа сальника была удовлетворительной, уплотняющий элемент должен плотно охватывать шток. Для этого боковые конические поверхности и внутренняя прилегающая к штоку поверхность всех трех разрезных колец обрабатываются совместно. Конические поверхности уплотняющего элемента пришабривают по полированным коническим поверхностям колец, образующих внутреннюю камеру. Внутреннюю поверхность уплотняющих колец пришабривают по штоку. Соприкасающиеся торцовые поверхности внешних камер должны быть тщательно отшлифованы или взаимно притерты для обеспечения герметичности стыков. Для обеспечения совпадения смазочных каналов внешние камеры сальника фиксируют один относительно другого с помощью штифтов Р.
Требуемое число камер сальника увеличивается с ростом давления газа и диаметра штока и лежит обычно в пределах 3-4-6.
Работоспособность рассматриваемого сальника зависит не только от числа камер и качества пригонки отдельных частей, но в значительной степени от профиля уплотняющих элементов и материалов, из которых они изготовлены.
Угол а разрезных колец (фиг. 106) выбирается экспериментально. В выполненных конструкциях угол а лежит в пределах 60 -4- 80°. Причем в обычных компрессорах большие величины углов а принимают у первых элементов сальника, считая от рабочей камеры компрессора, и меньшие — у элементов на внешнем конце сальника. Уменьшение угла а от первых элементов к последнему до недавнего времени считалось целесообразным для всех компрессоров. Однако исследования последнего времени [51 ] показали, что для циркуляционных компрессоров надо выбирать обратный порядок изменения угла а по сальнику.
Это объясняется тем, что при постоянном давлении газа в цилиндре (что, например, имеет место в циркуляционных насосах) наибольшая разность давлений приходится на последние уплотняющие элементы. Поэтому их следует разгружать за счет повышения плотности первых уплотняющих элементов, а следовательно, снижения у первых элементов угла а. В сальнике, работающем при переменном давлении в цилиндре (что характерно для обычных компрессоров), наоборот, наибольшую разнрсть давлений воспринимают первые уплотняющие элементы. Поэтому у них надо увеличить угол а. Уплотнительные элементы для сальников на давлении до 300 am
Сальниковое уплотнение
207
изготовляют из специальных баббитов, (НВ = 20 -н 35). Для сальников выше 300 ат применяют бронзу БрОС8-12, которая имеет твердость НВ = = 65 -т- 75 и является более износоустойчивой, чем баббит. В отдельных конструкциях сальников высокого давления уплотнительные элементы изготовляют из различных материалов, т. е. из бронзы и баббита.
В практике компрессоров высокого давления применяются также комбинированные сальники, в камерах высокого давления которых устанавливаются уплотнительные элементы с коническими кольцами, а в камерах более низкого давления — уплотнительные элементы с плоскими кольцами.
Масло
Фиг. 107. Сальник с запорным конусом:
1 — запорный конус; 2 — фонарь; 3 — нажимная гайка.
При сжатии взрывоопасных или вредных газов нельзя допускать их попадания в машинное помещение. Поэтому просачивающийся через сальник газ отводят во всасывающий трубопровод первой ступени компрессора (или выводят наружу). Для этой цели сальник дополняют добавочной камерой, устанавливаемой после отвода. Эту камеру, работающую при небольшом перепаде давлений, обычно выполняют отличной от основных камер сальника. В большинстве случаев она бывает более компактной, иногда с мягкой набивкой. Такие камеры носят название предсальников. Опыт эксплуатации компрессоров с электроприводом показал необходимость устройства предсальника и в случае сжатия воздуха, так как при открытом сальнике выносимая из него масляная пыль действует разрушающе на электроизоляцию двигателя.
Для надежной работы сальников на давление выше 100 ати необходимо тщательное направление штока. С этой целью сальники снабжают с обеих сторон направляющими втулками, залитыми баббитом. Втулка, расположенная со стороны полости цилиндра, выполняется более длинной. В ней при достаточно малом зазоре, примерно соответствующем ходовой посадке, образуется масляная пленка, которая играет весьма важную роль в повышении герметичности уплотнения.
Во всех случаях для улучшения условий работы сальникового уплотнения и повышения его герметичности целесообразно между цилиндром и сальником ставить дроссельную втулку.
Нафиг. 107представлен сальнике запорным конусом. Такой сальник применяется в циркуляционных насосах азотноводородной смеси при давлении
208
Уплотнения поршней и штоков
газа 300 апга. Уплотнительным элементом сальника служит лишь одно неразрезное коническое кольцо — запорный конус /, изготовленное из специального баббита. Это кольцо по возможности плотно пригоняется к штоку. Пологий сбег запорного конуса обращен к полости цилиндра. Непосредственно в конус упирается фонарь 2, к которому в обильном количестве подводится масло под незначительным давлением. Масло омывает шток и, несмотря на высокое давление в цилиндре, затягивается в него штоком. Сальник при этом смазывается, охлаждается и уплотняется. Газ, просочившийся из цилиндра в фонарь, уносится маслом и отделяется от него в сепараторе. Подтяжка сальника производится нажимной гайкой 3 на холостом ходу при каждом запуске машины, а при остановке ее нажимная гайка отвинчивается для разгрузки сальника. Ввиду обильной смазки износ уплотняющего элемента мал.
В практике эксплуатации циркуляционных насосов сальникам с запорным конусом, несмотря на необходимость подтяжки, иногда отдают предпочтение перед самоуплотняющимися сальниками с коническими кольцами, более сложными в изготовлении и сборке. Сальник с запорным конусом отличается большей герметичностью, чем сальник с коническими кольцами. Однако следует учесть, что такая герметичность достижима лишь при высокой точности изготовления штока и уплотняющего элемента.
На внешнем конце сальника для предотвращения утекания циркуляционного масла делается предсальник, корпус которого является нажимной втулкой для основного сальника.
Другие типы сальников, например мембранные и сильфонные, наиболее распространенные во фреоновых холодильных машинах [3], в газовых поршневых компрессорах не находят применения, а потому в данной книге не рассматриваются.
ГЛАВА VIII
КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ И РАСЧЕТЫ ПРОЧНОСТИ
§ 42. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
Основные требования, предъявляемые к поршневым компрессорам, сводятся к следующему.
1. Обеспечение заданных параметров — конечного давления и производительности.
2. Обеспечение высокой экономичности.
3. Обеспечение максимально возможных долговечности машины и надежности в работе. Под долговечностью понимается продолжительность работы без капитального ремонта. Под надежностью понимается способность компрессора работать без вынужденных остановок.
4. По возможности малые габариты и вес машины. Это требование особенно важно для транспортных и передвижных установок.
5. Простота, удобство и безопасность обслуживания машины в эксплуатации.
6. Удобство монтажа и демонтажа.
7. Возможно большая уравновешенность машины.
8. Наибольшая простота и технологичность конструкции с использованием наиболее дешевых материалов.
9. Применение новейших методов автоматизации при регулировании, пуске, остановке и обслуживании компрессора.
Основные требования и основные параметры обычно определяются техническим заданием.
Конструктор, исходя из заданных параметров и основных требований, определяет тип проектируемого компрессора и выбирает наиболее рациональную схему. Исходя из условий эксплуатации, устанавливается число оборотов вала, выбирается тип двигателя и схема привода (о достоинствах и недостатках различных схем см. гл. V).
Во многих случаях с целью более обоснованного выбора схемы компрессора эскизное проектирование выполняют в нескольких вариантах и путем сравнения полученных результатов устанавливают оптимальную схему компрессора.
В настоящее время наметились определенные тенденции в развитии поршневых компрессорных машин, направленные на уменьшение веса машин за счет увеличения числа оборотов, достижения лучшей уравновешенности и выбора более рациональных конструктивных форм. В качестве иллюстрации на фиг. 108 и 109 приведены диаграммы, характеризующие развитие поршневых компрессоров фирмы Бурхардт по годам в отношении увеличения числа оборотов и средней скорости поршня (диаграммы составлены Ленфил налом НИИхиммаш). Увеличение, чисел оборотов и средних скоростей поршней характерно как для зарубежного, так и для отечественного
14 Захаренко и др. 314
210
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
компрессоростроения. Большое распространение получает применение угловых (вертикально-горизонтальные, V-образные, W-образные и звездо-
образные) и с встречно движущимися поршнями схем, обеспечивающих луч-
шую уравновешенность. Применение последних типов для горизонтальных машин позволяет увеличить, диапазон чисел оборотов до 250—600 об/мин.
против 125—180 об/мин., принятых для унифицированных баз горизонтальных компрессоров (табл. 10).
п, о5/нин Ст,м/сек
Фиг. 109. Кривые роста средних скоростей поршня ст и чисел оборотов л0 поршневых компрессоров фирмы Бурхардт по годам;
S = 500 -г- 520.
Фиг. 108. Кривые роста средних скоростей поршня ст и чисел оборотов п0 поршневых компрессоров фирмы Бурхардт по годам;
S = 400 -т- 450 мм.
Для химической промышленности создаются машины сверхвысокого давления 1500 4- 2000 ат. Для сжатия газов, не допускающих загрязнения маслом, все большее применение находят поршневые компрессоры, работающие без смазки цилиндров. Используются лабиринтовые или графитовые уплотнения.
Параметры и технико-эксплуатационные показатели
К основным параметрам поршневого компрессора следует отнести производительность, конечное давление, число ступеней, диаметры цилиндров, ход поршня, мощность, число оборотов, среднюю скорость поршня, к. п. д. компрессора, вес и габариты.
Производительность и конечное давление определяются техническим заданием. Число ступеней устанавливается при выборе схемы компрессора и при термодинамическом расчете.
В связи с большим разнообразием поршневых компрессоров по величине конечного давления и производительности существует большое разнообразие размеров цилиндров. Самые малые диаметры цилиндров (у ступеней высокого давления) равны 8—10 мм, самые большие (у ступеней низкого давления) доходят до 1500 мм.
Мощность, потребляемая компрессором, устанавливается при его расчете и определяется величиной начального и конечного давлений, производительностью и к. п. д.
В настоящее время промышленность выпускает поршневые компрессоры мощностью от долей киловатта до 4000 кет.
Число оборотов п0 и средняя скорость с1р поршня в первую очередь определяют долговечность поршневого компрессора.
Выпускаемые промышленностью поршневые компрессоры можно ориентировочно разделить на следующие группы: тихоходные с числом оборотов п0 = 100—300 об/мин. и скоростью поршня сср = 3 ч- 4 м/сек-, средней быстроходности л0' = 700 ч- 1000 об/мин. и сср = 3,5 ч- 5 м/сек-, быстроходные п0 = 1500 ч- 3000 об/мин. и сср = 4 ч- 6 м/сек (небольшие компрессоры специального назначения).
Общие вопросы конструирования
211
У выпускаемых промышленностью компрессоров отношение хода поршня к диаметру цилиндра первой ступени snID4 примерно находится в следующих пределах: у тихоходных 0,6 ч- 1,2, у компрессоров средней быстроходности 0,5 ч- 0,75 и у быстроходных 0,4 ч- 0,55.
Увеличение отношения s„/D4 уменьшает, при прочих равных условиях, поршневые усилия от действия сжимаемых газов, но вместе с тем увеличивает среднюю скорость поршня. Поэтому у малооборотных компрессоров величина 8пЮц всегда выбирается большая, нежели у малогабаритных, небольших, многооборотных компрессоров.
Основными технико-эксплуатационными показателями являются общий изотермический к. п. д. компрессора r]es. и удельный расход мощности.
У выполненных поршневых компрессоров значения т|из. об1Ц лежат в следующих пределах: 0,55 ч- 0,7 у крупных малооборотных компрессоров, 0,5 ч- 0,6 у компрессоров средней мощности и 0,3 ч- 0,5 у небольших быстроходных компрессоров.
Для однотипных компрессоров, имеющих одинаковые начальные и конечные давления, можно пользоваться в качестве сравнительного показателя экономичности удельной мощностью, т. е. мощностью, затрачиваемой на сжатие одного кубического метра газа.
Для воздушных компрессоров общего назначения нормы расхода электроэнергии на 1 л3 сжатого воздуха установлены ГОСТ 6791—53, см. табл. 8.
Таблица 8
Основные параметры воздушных поршневых компрессоров общего назначения (по ГОСТ 6791—53)
Производительность, м*1мин. Конечное давление, ати Число ступеней Привод Мощность (не более) кет Вес (сухой) кг
3 4 1 Непосредственное соединение или клиноременная передача 14,5 550
6 4 1 То же 28,5 700
3 8 2 »> 19 650
6 8 2 > 37 850
10 8 2 > 60 1 450
20 8 2 > 120 3000
30 8 2 > 176 5 500
50 8 2 Непосредственное соединение 290 9000
100 8 2 То же 570 18 000
Как следует из таблицы для компрессоров с конечным давлением рг => ати, удельный расход энергии лежит в пределах 5,7 6,5 ’
Основными габаритными размерами компрессора являются следующие: L — длина компрессора, В — ширина и Н — высота.
Все эти размеры указываются максимальными, т. е. включают в себя все выступающие части или механизмы — предохранительные клапаны, масляные насосы, лапы, фланцы и т. д., как это указано на фиг. ПО.
Вспомогательными габаритными размерами являются следующие: L, — размер по длине или высоте, необходимой для демонтажа поршня; С — размер 14*
212
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
от оси коленчатого вала до опорных лап и присоединительные размеры газовых и водяных трубопроводов.
Весовым показателем является удельный вес компрессора
г __ G Uyd — —у
кГ м3/мин
Пользоваться данным отношением можно только для сравнения однотипных машин, имеющих одинаковое конечное давление.
В ГОСТ 6791—53 ограничен удельный вес для воздушных компрессоров общего назначения (см. табл. 8). Для компрессоров конечного давления кГ
8 ати он лежит в пределах 140 4- 215 8; .
м /мин
Уравновешенность машины является одним из важных показателей качества поршневого компрессора. Критерием степени уравновешенности
является величина неуравновешенных сил и моментов, передаваемых на фундаментные болты (см. гл. IV).
Дол го веч ность комп р ес-сора, т. е. длительность его работы до капитального ремонта, является важным показателем и характеризует качество изготовления компрессора. Капитальный ремонт включает в себя следующее: замену коленчатого вала или устранение овальностей и эллипсов на его шейках, пере-
Фиг. ПО. Основные габаритные размеры компрессора.
заливку подшипников, смену втулок цилиндров, поршней и самодействующих клапанов, а также ремонт вспомогательных механизмов. В случае при-
менения подшипников качения, последние заменяются при среднем ремонте.
Ориентировочно можно указать следующие данные по долговечности компрессора:
малооборотные, крупные компрессоры ................. 50 000 час.
компрессоры средней мощности ....................... 8000-?-15 000 час.
небольшие быстроходные компрессоры.................. 1500-?-3000 час.
У поршневых компрессоров чрезвычайно большое значение имеет срок службы самодействующих клапанов. Работая с ударной нагрузкой, они часто выходят из строя. Бывают случаи серьезных повреждений машины, когда сломавшаяся часть клапана попадает в цилиндр компрессора. Смена клапанов вызывает нежелательную остановку компрессора. В связи с этим гарантийный срок службы клапанов является важным показателем надежности работы компрессора. У большинства компрессоров срок службы клапанов не превышает 200—300 час. В последнее время проведенные теоретические и экспериментальные исследования дали возможность отработать для отдельных типов компрессоров клапаны с гарантийным сроком службы до 3000 час.
Частая смена поршневых колец и манжет, а также элементов сальников нежелательна. Особенно много неприятностей бывает с износом упомянутых деталей в ступенях высокого давления. Износ колец и манжет зависит от величины уплотняемого ими давления, качества материала, качества их изготовления и характера эксплуатации.
Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоров
213
Унификация и нормализация
Унификацией в машиностроении называется метод конструирования машин из ряда одинаковых узлов и деталей.
Нормализация — установление определенных (стандартных) типов широко применяемых деталей различных механизмов.
Унификация является новым направлением в конструировании компрессорных машин. Применение этих методов дает следующие преимущества:
1) сокращение времени на проектирование машин;
2) сокращение времени на подготовку производства;
3) возможность более рациональной организации производства и применение более совершенной технологии, характерных для серийного производства;
4) большая возможность специализации отдельных заводов.
Все это дает возможность увеличить выпуск машин и сократить их стоимость.
Унификация конструкций поршневых компрессоров производится по двум направлениям по цилиндрам и по базам.
При унификации по цилиндрам получается ряд различных по производительности компрессоров за счет изменения количества цилиндров и числа оборотов коленчатого вала. Этот метод применяется для получения компрессоров одинаковых назначений и конечных давлений, но разных производительностей. При этом нормализуются следующие узлы и детали: цилиндры и их крышки, клапаны, поршни с поршневыми кольцами, шатуны, а в крейцкопфных машинах — штоки и крейцкопфы. Унификация по цилиндрам производится главным образом для вертикальных и угловых компрессоров.
Примером унификации по цилиндрам может служить ряд холодильных компрессоров, выпускаемых московским заводом «Компрессор», представленных в табл. 9.
При унификации по базам получается ряд компрессоров, различных по назначению, производительности и давлению, но имеющих одинаковые поршневые усилия и максимальную мощность. При этом нормализуются следующие узлы и детали: рамы, коленчатые валы, шатуны, штоки, крейцкопфы, коренные подшипники и смазочная аппаратура для смазки механизма движения. Комплект вышеперечисленных узлов и деталей называется нормальной базой.
Унификация по базам производится главным образом для горизонтальных компрессоров.
В табл. 10 приведен разработанный НИИхиммаш и применяемый отечественными компрессоростроительными заводами ряд унифицированных баз горизонтальных поршневых компрессоров.
Существует еще смешанный вид унификации. В табл. 11 приведен унифицированный ряд вертикальных аммиачных компрессоров. В табл. 12 — ряд фреоновых компрессоров [90]. При разработке последних вначале были нормализованы размеры поршневых и цилиндровых групп для аммиачных компрессоров. Затем, используя полученные станины и кривошипно-шатунные механизмы как базы, разработали ряды поршневых и цилиндровых групп для фреоновых компрессоров.
§ 43. ПРИМЕРЫ ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
В качестве примера горизонтального многоступенчатого компрессора большой мощности можно привести компрессор 1Г-266/320 (фиг. 111 — см. вклейку в конце книги). Компрессор предназначен для сжатия азотноводородной смеси и имеет промежуточный отбор газа. У компрессора 6 ступеней,
Таблица 9
Унифицированные ряды аммиачных и фреоновых компрессоров
Наименование параметров Единица измерения 4АУ-15 2АВ-15 4ФУ-19 2ФВ-19
Одн ост упенч аты й четырехцилиндровый аммиачный компрессор Одноступенчатый двухцилиндровый аммиачный компрессор Одноступенчатый четырехцилиндровый фреоновый компрессор Одноступенчатый двухцилиндровый фреоновый компрессор
Привод через муфту Привод посредством клиноременной передачи Привод через муфту Привод посредством клиноременной передачи Привод через муфту Привод посредством клиноременной передачи Привод через муфту Привод посредством клиноременной Передачи
Число оборотов коленчатого вала об/мин. 720 480 720 480 720 480 720 480
Холодопроизводительность ккал час 200 000 150 000 100 000 75 000 300 000 200 000 150 000 100 000
Температура испарения °C — 10 -10 -10 —10 +5 +5 +5 +5
Расположение цилиндров — V-образное V-образное вертикальное вертикальное V-образное V-образное вертикальное вертикальное
Диаметры цилиндров мм 150 150 150 150 190 190 190 190
Ход поршня мм 140 140 140 140 140 140 140 140
Число цилиндров — 4 4 2 2 4 4 2 2
Вес компрессора кг 1250 1500 960 1150 1320 1680 950 1100
Конструирование поршневых, компрессоров и расчеты прочности
Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоров
215
Таблица 10
Ряд унифицированных баз для горизонтальных поршневых компрессоров
Характеристика базы Размерность Обозначение базы
1 2 3 3,5 4 5 6
Максимальное поршневое усилие Ход поршня Число оборотов Средняя скорость поршня Максимальная мощность m мм об/мин. м!сек кет 90 1000 125 4,17 4500 60 900 125 3,75 2800 45 800—700 125—150 3,33—3,5 1900 35 650 150 3,25 1500 25 500—600 167—187 3,12—3,34 1000 15 450—550 167—187 2,81—3,06 650 10 400—450 187—214 2,81—2,85 400
Таблица 11
Унифицированный ряд вертикальных аммиачных компрессоров
Марка компрессора Тип Количество цилиндров Ход поршня, мм Диаметр .цилиндра, мм Число оборотов в минуту Объем, Описываемый поршнем, м*1час Холодопроизводительность
при температуре —10°, ккал/час при температуре —15°, ккал/час
Z S D п vh >0
2АУ-8 У 2 80 80 960 46,5 20 000 16 000
4АУ-8 У 4 80 80 960 93 40 000 32 000
2АВ-15 В 2 140 150 720 214 100 000 75 000
4АУ-15 У 4 140 150 720 428 200 000 150 000
2АВ-27 в 2 250 270 480 824 400 000 300 000
Таблица 12
Унифицированный ряд фреоновых компрессоров
Марка компрессора Тип Количество цилиндров Ход поршня, мм Диаметр цилиндра, мм Число оборотов в минуту Объем, описываемый поршнем, м*/час Холодопроизводительность
при температуре 4-5°, ккал/час, при темпе- . ратуре —15°, ккал/час
i S D п Vh Q ^0
2ФВ-4 В 2 30 40 800 3,62 1 500 700
2ФВ-5 в 2 40 50 800 7,55 3 000 1 500
2ФВ-6,5 в 2 50 65 1000 19,8 8 000 4 000
2ФУ-10 У 2 80 100 960 72,5 30 000 15 000
4ФУ-10 У 4 80 100 960 145 60 000 30 000
2ФВ-19 в 2 140 190 • 720 342 150 000 75 000
4ФУ-19 У 4 140 * 190 720 685 300 000 150 000
2ФВ-35 в 2 250 350 480 1385 600 000 300 000
216
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
в которых сжимается газ 1 -ь 320 ата. Производительность V — 13 200ле3/час газа. Компрессор двухрядный. В одном ряду расположены первая и вторая ступени двойного действия. Во втором ряду — третья, четвертая, пятая и шестая ступени. Третья ступень—двойного действия, четвертая, пятая и шестая — простого. Все они выполнены в одном дифференциальном блоке; четвертая ступень разделена на две полости.
Компрессор работает с числом оборотов 125 об/мин., имеет мощность при отсутствии отбора газа NK = 3760 кет. Приводом служит синхронный электродвигатель мощностью N — 4000 кет. Ротор электродвигателя смонтирован на коренном вале компрессора и одновременно является маховиком. Коренной вал имеет два кривошипа, смещенные один относительно другого на 90°. Вал установлен на двух коренных подшипниках двух байонетных рам. Шатуны имеют неразъемные головки (закрытого типа). Поршни первой, второй и третьей ступеней — дисковые, четвертая, пятая и шестая ступени объединены в дифференциальный поршень. Поршень шестой ступени установлен на шарнирах. Штоки составные, соединены головками промежуточных ползунов. Опорами поршням служат крейцкопфы, промежуточные ползуны и концевой ползун ряда низкого давления. Крейцкопфы закрытые, с отъемными башмаками. Промежуточные и концевой ползуны имеют отъемные башмаки только в нижней части. Цилиндры первой, второй и третьей ступеней — чугунные, без втулок. Цилиндры четвертой, пятой и шестой ступеней — стальные, имеют чугунные втулки и представляют собой блок с отъемной головкой шестой ступени. Промежуточные фонари, цилиндры первой, пятой и четвертой ступеней опираются на качающиеся опоры. Цилиндр шестой ступени выполнен консольно.
Штоки уплотняются сальниками с металлической набивкой. Клапаны с кольцевыми пластинами расположены по периферии цилиндра у каждой рабочей полости.
Регулирование производительности 70 4- 100% осуществляется отжимом всасывающих клапанов на первой и четвертой ступенях.
Для разгрузки при пуске имеются вентили на байпасных линиях, соединяющих нагнетание со всасыванием.
Компрессор имеет две системы смазки — циркуляционную для механизма движения и точечную (от лубрикаторов) для цилиндров и сальников. Охлаждение газа осуществляется после каждой ступени. Холодильники^ межступенчатая аппаратура и коммуникации размещаются в подвале.
На фиг. 112 и 113 представлен вертикальный компрессор 2РВ-3/220» предназначенный для сжатия воздуха до давления 220 ати. Производительность по всасыванию V = 160 м3/час. Температура всасывания 4 ч- 48° С. Потребляемая мощность NK = 68 кет. Число оборотов и0 = 380 об/мин. Привод осуществляется через клиноременную передачу от асинхронного* короткозамкнутого электродвигателя мощностью N = 75 кет, с числом оборотов и0 = 980 об/мин. Компрессор крейцкопфный, двухрядный. В первом ряду расположены первая и четвертая ступени. Первая ступень — двойного действия. Во втором ряду расположены вторая, третья и пятая ступени. Коленчатый вал имеет четыре коренных подшипника. Три расположены в станине и один выносной. Средний подшипник в’ станине является фиксирующим. Шатуны с вильчатыми головками. Крейцкопф с двумя съемными башмаками. Поршни первой—четвертой и второй—третьей—пятбй ступеней соединяются со штоками с помощью резьбы. Поршни четвертой и пятой ступеней самоустанавливающиеся; они могут перемещаться в радиальном направлении и вращаться вокруг своей оси. Вместо сальников* в первой и третьей ступенях используются поршневые кольца. Цилиндры первой, второй и третьей ступеней чугунные, без втулок, с водяными рубашками. В чугунные корпусы цилиндров четвертой и пятой ступеней запрес-
Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоров
217
А
Фиг. 112. Продольный разрез вертикального компрессора 2РВ-3/220, выпускаемого Сумским машиностроительным заводом им. Фрунзе.
218
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
А-А
Фиг. 113. Поперечный разрез вертикального компрессора (к фиг. 112).
Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоров
219
сованы втулки. Крышки четвертой и пятой ступеней стальные. Клапаны самодействующие, с кольцевыми пластинами. В первой, второй и третьей ступенях они расположены по периферии цилиндров. В четвертой и пятой ступенях клапаны размещены в крышках. Механизм движения компрессора имеет циркуляционную смазку от шестеренчатого насоса. Выносной подшипник имеет кольцевую смазку. Смазка в цилиндры подается от лубрикатора. После каждой ступени воздух охлаждается в холодильниках. Компрессор рассчитан на длительную работу и может работать в условиях тропического климата.
На фиг. 114 и 115 представлен воздушный компрессор 1К судового типа. Конечное давление 200 ат. Производительность 6 л в минуту по нагнетанию, при числе оборотов п0 = 550 об/мин. и 8 л при и0 = 730 об/мин. Соответственно потребляемая мощность = 23,5 и 36 кет. Компрессор выпускается в двух вариантах: с приводом от электродвигателя постоянного тока и от электродвигателя переменного тока. Компрессор бескрейцкопфный, двухрядный. В первом ряду — первая и третья ступени, во втором — вторая и четвертая. Коленчатый вал имеет три коренных подшипника, размещенных в раме компрессора. Средний — фиксирующий. Шатуны имеют верхние сферические головки вместо обычно применяемых поршневых пальцев. Нижние разъемные головки скрепляются шатунными болтами на мотылевых шейках вала с гарантийным зазором по длине шеек. Это (шаровое соединение и зазор) обеспечивает самоустановку поршней. Поршни чугунные дифференциальные, причем третьей и четвертой ступеней — наборные. В станину запрессованы чугунные втулки первой и второй ступеней, которые снаружи охлаждаются водой. Цилиндры третьей и четвертой ступеней чугунные с охлаждающей рубашкой, также имеют запрессованные чугунные втулки. Крышки третьей и четвертой ступеней стальные. На первой ступени вместо клапанов компрессор имеет золотник, с помощью которого осуществляется впуск воздуха при всасывании и выпуск при нагнетании. Применение золотника в данной машине вполне оправдано, так как компрессор по характеру своей работы не нуждается в регулировании производительности, а при различных конечных давлениях давление в первой ступени изменяется незначительно. Применение золотника снижает потери давления при всасывании и нагнетании и несколько уменьшает мертвые пространства. На второй и третьей ступенях установлены самодействующие кольцевые клапаны. На четвертой ступени—самодействующие тарельчатые клапаны.
Смазка механизма движения циркуляционная, от шестеренчатого насоса. Смазка цилиндров первой и второй ступеней разбрызгиванием, причем цилиндры третьей и четвертой ступеней смазываются маслом, вносимым поршневыми кольцами, и тем маслом, которое уносится с воздухом из первой и второй ступеней. Охлаждение осуществляется после каждой ступени. Холодильники трубчатые, расположены в одном кожухе, установленном на задней стороне станины компрессора.
На фиг. 116 и 117 представлен вертикальный кислородный компрессор КЗР5/165. Компрессор предназначен для наполнения кислородных баллонов. Давление нагнетания 165 кГ/см2, производительность V = 5м3/мин (при 0° и 760 мм рт. ст.). Всасывание производится из газгольдера. Мощность на валу компрессора NK — 75 кет. Число оборотов и0 = 600 об/мин.
Компрессор трехрядный, трехступенчатый, крейцкопфный, одностороннего действия. Приводом служит электродвигатель переменного тока, соединяемый с валом компрессора посредством клиноременной передачи.
Вал имеет три колена, развернутые на 120° друг относительно друга, и вращается в четырех коренных подшипниках, размещенных в раме.
Из-за опасности взрыва недопустима смазка цилиндров маслом. Смазка цилиндров и сальников производится дистиллированной водой с глицерином.
220
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Фиг. 114. Продольный разрез вертикального компрессора 1К.
Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоров
221
Фиг4 115* Поперечный разрез вертикального компрессора 1К (к фиг. 114).
222
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
К— 510 -—4*— 510
* • 3900----------------------------------------------.------------------
Фиг. 116. Продольный разрез вертикального кислородного компрессора КЗР5/165 производства Казанского компрессорного завода.
Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоров
223
Фиг. 117. Поперечный разрез вертикального кислородного компрессора (к фиг. 116).
224
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
поступающей самотеком во всасывающий штуцер из бачка. В силу этого компрессор имеет определенные конструктивные особенности. Между цилиндром и станиной предусмотрены фонари. В нижней части фонарей установлены маслосъемники, в верхней — сальники с фибровыми манжетами. Расстояние между маслосъемниками и сальниками превышает ход поршня, что исключает возможность попадания масла в цилиндры вместе со штоком. Для удобства демонтажа штоки выполнены разъемными. Верхний фланец служит зонтом, препятствующим стеканию по штоку воды в картер. Окна* фонарей не закрыты, это исключает возможность образования в фонарях обогащенного кислородом воздуха и облегчает контроль за работой манжет.
Уплотнение поршней осуществляется с помощью фибровых манжет. Смазка цилиндров водой заставляет применять антикоррозийные материалы для ряда деталей. Втулки цилиндров выполняются из бронзы БрОЦСН-3-7-5-1, крышки цилиндров — из стали 2X13, фонари — из стали 3X13, корпусы поршней, штоки и корпусы камер всасывания — из стали 1Х18Н9Т.
Смазка механизма движения циркуляционная, от шестеренчатого насоса. Для смазки применяется индустриальное масло 45 или 50.
Клапаны первой и второй ступеней самодействующие, с кольцевыми пластинами, клапан третьей ступени комбинированный.
Системы регулирования производительности компрессор не имеет. Холодильники всех трех ступеней змеевиковые, расположены они в корпусе машины. Охлаждение цилиндров и холодильников производится водой.
На фиг. 118 и 119 показан стационарный воздушный двухступенчатый угловой компрессор ВП-10/8. Производительность по всасыванию 10 м3/мин, давление всасывания атмосферное, давление нагнетания 8 ати, число оборотов и0 = 735 об/мин., потребляемая мощность при рабочем давлении 8 ати NK = 60 кет. Общий вес компрессора 1630 кг. Число оборотов электродвигателя 1460 об/мин. Компрессор крейцкопфный двустороннего действия. Вал компрессора установлен на роликовых подшипниках, имеет одно колено, на котором установлены оба шатуна. Смазка механизма движения принудительная. Смазка в цилиндры подается от лубрикатора. Клапаны с кольцевыми пластинами. Предусмотрено регулирование производительности присоединением дополнительных мертвых пространств. Компрессор имеет промежуточный холодильник с овальными ребристыми трубками. Подобные трубки имеют большую теплопередающую поверхность, и это дает возможность выполнить холодильник небольших габаритов, что позволяет расположить его в станине компрессора. Такое размещение холодильника освобождает компрессор от промежуточных воздуховодов.
Привод от электродвигателя осуществляется через клиноременную передачу. Это позволяет применять малогабаритный электродвигатель с большим числом оборотов. Применение угловой схемы обеспечивает хорошую уравновешенность и позволяет выполнять машину компактной и малогабаритной.
На заводских испытаниях был получен изотермический к. п. д. компрес-С0Ра Лиз. общ ~ 0,613, что является высоким показателем для подобного класса машин.
На фиг. 120 и 121 изображены продольный и поперечный разрезы V-образ-ного воздушного компрессора ВУ-22/6. Конечное давление 6 ати, производительность 21,7 м?/мин, мощность на валу компрессора NK = НО кет, число оборотов и0 = 730—750 об/мин.
Компрессор двухступенчатый, крейцкопфный, с цилиндрами двойного действия. Приводом служит электродвигатель, соединяемый с валом компрессора через эластичную муфту. Для транспортных установок применяется электродвигатель постоянного тока, для стационарных установок — переменного тока, асинхронный с фазным ротором. Вал имеет одно колено
I
15 Захаренко и др.
Фиг. 118. Продольный разрез углового компрессора ВП-10/8 производства московского завода «Борец».
Фиг. 119. Поперечный разрез углового компрессора ВП-10/8 (к фиг. 118).
Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоров
ю ьо сл
226
Конструирование - поршневых компрессоров и расчеты прочности
Фиг. 120. Продольный разрез V-образного компрессора ВУ-22/6 конструкции НИИхиммаш, выпускаемого Мелитопольским компрессорным заводом. .
Примеры выполненных конструкций поршневых., компрессоров
го
228
Конструирование поршневых компрессоров' и расчеты прочности
и установлен в картере на роликовых радиально-сферических подшипниках. Крейцкопфы цилиндрические с отъемными башмаками. Уплотнение штоков сальниками с металлической набивкой. Смазка механизма движения циркуляционная, подается шестеренчатым насосом, смазка цилиндров и сальников — лубрикатором. Клапаны с полосовыми самопружинящими пласти-
Фиг. 122. Продольный разрез W-образного компрессора ВШ-3/40 конструкции НИИхиммаш, выпускаемого Краснодарским компрессорным заводом.
нами. Регулирование производительности осуществляется путем изменения числа оборотов. Охлаждение цилиндров и холодильников водяное.
На фиг. 122 и 123 представлен W-образный воздушный компрессор ВШ-3/40. Конечное давление 40 ати. производительность V = 3 м?/мин, мощность на валу компрессора NK = 40 кет, число оборотов п0 == 960 об/мин. Компрессор трехступенчатый, он предназначен для компрессорных установок, обслуживающих выключательную и распределительную аппаратуру электростанции. Привод осуществляется от асинхронного электродвигателя переменного тока через эластичную муфту. Вал имеет одно колено, установлен он в картере на роликовых конических подшипниках. Шатуны штампованные^ поршни тронкового типа. Смазка механизма движения циркуля
Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоровх
223
ционная, от шестеренчатого насоса. Смазка цилиндров осуществляется разбрызгиванием. Клапаны первой и второй ступеней с полосовыми самопружи-нящими пластинами. На третьей ступени клапан комбинированный пластин-* чатый кольцевой.
Производительность регулируется благодаря отключению двигателя при превышении допустимого конечного давления.
Фиг. 123. Поперечный разрез W-образного компрессора ВШ-3/40 (к фиг. 122).
Разгрузка машины происходит благодаря автоматическому открытию клапанов при остановке и закрытию после пуска. Предусмотрена аварийная автоматическая остановка при недопустимом понижении и повышении давления масла и при повышении температуры его свыше 70° С. Охлаждение компрессора воздушное — обдувом от вентилятора. Холодильники змеевиковые, гладкотрубные, также охлаждаются воздухом.
Поршневые компрессоры широко используются в передвижных компрессорных станциях. В большинстве случаев воздух сжимается до давления 7 -г 8 ати для различного пневматического инструмента. Применяются также и компрессоры высокого давления, например при добыче нефти, запуске двигателей и т. д.
В качестве примера на фиг. 124 приведен общий вид передвижной компрессорной станции высокого давления АКС-8 производства Уральского компрессорного завода.
Станция служит для производства сжатого воздуха давлением рн => = 230 ати. Производительность станции при условиях всасывания по осушенному воздуху V = 100 м3/час. Станция имеет следующие габариты:
230
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоров
.231
Фиг. 126. Поперечный разрез по цилиндрам первой и третьей ступеней компрессора В КУ-100/230.
232
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
длина L = 4850 мм, ширина s = 1910 мм, высота h — 2220 мм, вес G = = 4150 кЛ На шасси смонтирован воздушный поршневой компрессор ВКУ-Ю0/230 (фиг. 125 и 126).
Компрессор V-образный без крейцкопфа простого действия четырехступенчатый. Конечное давление 230 апги, производительность V = 130 м3/час, число оборотов и0 = 1250 об/мин. Мощность NK — 55 л. с. В цилиндрах первой и второй ступеней установлены полосовые клапаны.
Приводом компрессора служит двухтактный двигатель внутреннего сгорания Я АЗ-204. Его мощность N = 65 л. с, число оборотов п = 1250 об/мин.
Фиг. 127. Общий вид воздушного компрессора фирмы* Флотманн.
расходует топлива G = 12 кГ/час, охлаждение компрессора воздушное, вентилятор приводится в движение от вала компрессора с помощью клиноременной передачи.
На фиг. 127 представлен общий вид воздушного компрессора производства фирмы Флотманн. Фирма выпускает подобные компрессоры на давление 8 ати, производительность их от 1 до 6 м3/мин, мощность 11—57 л. с. Компрессор и промежуточный холодильник имеют воздушное охлаждение.
На фиг. 128 приведен продольный разрез газового компрессора для сжатия азотноводородной смеси, выпускаемого фирмой Бурхардт. Компрессор трехрядный, шестиступенчатый, имеет конечное давление 850 ати, производительность V = 6200 м3/час, мощность N = 2730 л. с. Число оборотов и0 = 187 об/мин.
Ступени высокого давления имеют составные цилиндры. Имеются направляющие буксы прочности, которые охлаждаются водой. Между буксами прокачивается масло. Поршни первой и второй ступеней имеют запрессованные направляющие кольца из свинцовой бронзы. Плунжеры ступеней высокого давления охлаждаются холодным газом, поступающим в первую ступень. Крейцкопф односторонний. Шатун вильчатый. Через люк можно вынуть шатун, крейцкопф и направляющие. Вертикальное направление действия основных сил дает возможность применить обычные подшипники, состоящие из двух частей. Вкладыши коренного подшипника вала могут быть вынуты без подъема вала. Смазка механизма движения осуществляется
Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоров
233
от шестеренчатого насоса, имеющего отдельный привод от электродвигателя. Регулирование производительности от 100 до 70% осуществляется открытием вентиля, перепускающего газ в начале хода сжатия во всасывающую линию. Фирма выпускает подобные компрессоры различной мощности и на различные параметры. Выпускаются четырех-, шести- и семиступенчатые машины.
Фиг. 128. Продольный разрез вертикального газового шести ступенчатого компрессора фирмы Бурхардт.
В последнее время все большее распространение получают горизонтальные компрессоры с* встречно движущимися поршнями. Подобные машины хорошо уравновешены, в связи с чем они могут выполняться более быстроходными, к тому жё занимают меньшую площадь.
На фиг. 129 приведен общий вид воздушного компрессора указанного типа. Компрессор четырехрядный, четырехступенчатый. Вал имеет 4 колена. Конечное давление 200 ати, производительность V — 6600 м3/час, число оборотов п0 = 295 об/мин., мощность N = 1600 л. с.
На фиг. 130 представлен продольный разрез компрессора с встречно движущимися поршнями фирмы Кларк. Фирма выпускает мощные компрессоры подобного типа до N = 4500 л. с. Компрессор крейцкопфный.
234
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Фиг. 129. Общий вид воздушного четырехступенчатого горизонтального компрессора со встречно движущимися поршнями.
Фиг. 130. Продольный разрез горизонтального компрессора со встречно движущимися поршнями фирмы Кларк.
Валы и подшипники
235
Цилиндры компрессора двухстороннего действия. • Клапаны пластинчатые кольцевые. Предусмотрено регулирование отжимом всасывающих клапанов и присоединением мертвых пространств. Холодильники трубчатые, расположены они над цилиндрами.
§ 44. ВАЛЫ И ПОДШИПНИКИ
Валы
Валы поршневых компрессоров выполняются коленчатыми или кривошипными. Коленчатые валы нашли наибольшее распространение и приме-
Фиг 131. Составной кривошипный вал горизонтального компрессора.
няются для всех типов поршневых компрессоров различной мощности. Для ряда типов машин, особенно горизонтальных, более целесообразно применение кривошипных валов. Кривошипные валы проще по конструкции и имеют только две опоры. Это облегчает монтаж и снижает чувствительность к перекосам. У горизонтальных больших компрессоров кривошипные валы более надежны в работе. В случае применения коленчатых валов при тяжелом маховике в четырех коренных подшипниках происходит неравномерный износ шеек. Это приводит к искривлению оси вала и в конечном счете может вызвать поломку его.
У всех валов одну коренную шейку снабжают буртами, фиксирующими вал в осевом направлении. Зазор по длине между буртами этой шейки вала и вкладышем подшипника выдерживается в пределах 0,2 0,3 мм. Осталь-
ные шейки по длине выполняют на 2—5 мм больше вкладышей. Ниже приводятся примеры конструктивных форм наиболее распространенных типов коленчатых и кривошипных валов.
На фиг. 131 представлен вал крупного горизонтального двухрядного компрессора (см. фиг. 111). Два кривошипа насажены на концевые шейки горячей посадкой и развернуты друг относительно друга на 90°. Средняя утолщенная часть вала служит для установки ротора электродвигателя. На ней имеются пазы для тангенциальных шпонок. Противовесы крепятся на щеках кривошипов с помощью специальных клиньев. В месте перехода
236
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
от коренных к концевым шейкам выполнены галтели с поднутрением (см. Б на фиг. 132). Это дает возможность использовать всю длину концевых шеек и уменьшить концентрацию напряжений (фиг. 131, узел 1).
Смазка коренных и кривошипных подшипников производится под давлением. Для подвода смазки в вале сделаны сверления. Места выхода смазочных отверстий тщательно закругляются.
Фиг. 132. Коренной вал горизонтального компрессора.
Технические условия:
1. Овальность и конусность коренных шеек должны быть в пределах 0,04 jhjh.
2. Овальность и конусность по 0 850Т должны быть в пределах 0,05 мм.
3. Биение коренных шеек и 0 450 ГР допускается в пределах половины допуска на соответствующий диаметр.
4. Сверление масляных отверстий производить после посадки кривошипа на вал.
На фиг. 132 представлен рабочий чертеж коренного вала.
На фиг. 133 представлен коленчатый вал двухрядного вертикального компрессора (фиг. 112 и 113). Этот компрессор должен обеспечить длительную надежную работу. Поэтому вал имеет четыре опоры. Смазка от насоса подается в коренные подшипники. Для подачи смазки в мотылевые подшипники имеются косые сверления от коренных к мотылевым шейкам. На шейке вала со стороны маховика установлен маслоотражатель. Справа выполнена утолщенная часть вала под установку маховика, являющегося в то же время шкивом для клиноременной передачи. Здесь имеются пазы для установки тангенциальных шпонок. На щеках вала установлены противовесы. Они крепятся с помощью специальных шпонок.
На фиг. 134 представлен коленчатый вал дважды W-образного компрессора. На каждой мотылевой шейке вала устанавливается по три шатуна.
Валы и подшипники
237
Фиг. 133. Коленчатый вал двухрядного вертикального компрессора.
Фиг. 135. Чертеж двухколенчатого вала вертикального компрессора.
Технические условия:
1. Непараллельность мотылевых шеек 055Х на длине 70 мм относительно оси вала не более 0,015.
2. Эллиптичность и конусность шеек 055Х не более 0,02.
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Валы и подшипники
239
Вал имеет две опоры. Установлен на роликовых подшипниках. Правый подшипник является фиксирующим. Оригинально выполнена установка вала в картере. Роликовые подшипники размещены в кольцах, которые крепятся путем разжима отрезанных от них сегментов специальными болтами.
На фиг. 135 представлен чертеж двухколенчатого вала вертикального компрессора (фиг. 115—114).
Материалами для изготовления коленчатых валов в большинстве случаев служат углеродистые стали 35, 40, 45. Но применяются и легированные стали 40Х, 40ХНМА и др.
Расчет валов [40], [54], [55] и [58]. Расчет валов производится двумя способами: 1) по статическим нагрузкам с определением условных сравни-
тельных напряжений и 2) расчет с учетом влияния знакопеременной нагрузки. В случае двухопорного вала имеет место статически определимая система. В случае многоопорного вала обычно применяется упрощенная методика расчета. Вал условно разрезается посередине коренной шейки и рассматривается как балка, лежащая на двух опорах. При этом считается, что к сечению разрезанной шейки приложен крутящий момент, передавае’мый от отброшенной части вала.
Расчет по статическим нагрузкам. Вал рассчитывается на наиболее опасные положения:
— If
Г"»—
Р’ 1 г, । II ।
^/72 —
I//
\Р j5w
В' в’'
— Л
I
Фиг. 136. К расчету коленчатого вала.
а) при наибольшем радиальном усилии, действующем на какое-либо колено (кривошип); б) при наибольшем тангенциальном усилии.
Порядок проведения расчета рассмотрим для случая двухколенчатого вала с расположением колен под 180° (фиг. 136).
Углы поворота колена, соответствующие наибольшим нагрузкам на вал, определяются по диаграммам суммарных поршневых и тангенциальных усилий. Из диаграмм для различных углов поворота вала а для каждого ряда выписываются величины поршневых Рп и тангенциальных Pt усилий. Определяется наибольшее радиальное усилие Nc. Крутящий момент, передаваемый на вал компрессора, является суммой моментов, воспринимаемых всеми коленами
МКр = 2Р<Я,
где 7? — радиус кривошипа.
Данные расчета сводятся в табл. 13 (форма).
После определения углов поворота вала (по табл. 13), соответствующих максимальному радиальному и тангенциальному усилиям, для каждого из этих положений определяются напряжения в наиболее опасных сечениях вала.
При расчете принимается, что коленчатый вал представляет собой абсолютно жесткую балку.
Силы Ncl, Nc2 (фиг. 136) и соответствующие реакции опор А' и В' действуют в плоскости расположения колен, а силы Ptl и Pt2 и реакции опор А № и В"— в перпендикулярной плоскости.
240
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Pjnp — силы инерции противовесов; Pj и Pj — силы инерции колена вала и вращающихся частей шатуна, приходящиеся на каждую щеку.
Сводка данных для расчета коленчатого вала
Таблица 13
При определении усилий, моментов и реакций опор, действующих на вал, необходимо учитывать знаки, так как усилия Nc, действующие в плоскости колена, и тангенциальные усилия Pt в общем случае за один оборот вала изменяются как по величине, так и по направлению.
В случае, когда направления усилий Pt и Nc соответствуют фиг. 136. реакции опор определяются следующими уравнениями:
л, iPJnp-P'j}^-^ + Ncllx+Ncnl2-{PJnp-Pj}m .
В’ = NC1 + Nc2 - Д';
Д" = В" = Ptl + Pt2 —А".
Далее определяются напряжения в различных сечениях вала.
Коренная шейка со стороны двигателя. Наибольшие изгибающие моменты возникают в сечении /—/ в плоскости колена и перпендикулярной ей:
Ми1 = А'а, Ми2= А"а.
Результирующий изгибающий момент и напряжения от изгиба
ми = ум*а + м2и2,
= (367)
где момент сопротивления шейки
W = = О,Id3 см3.
Через первую же коренную шейку передается на вал крутящий момент от двигателя. Крутящий момент и касательное напряжение кручения
Md = R(Ptl-Pt2Y 1 = -^-. (368)
Валы и подшипники
241
Сложное напряжение от изгиба и кручения в сечении I—I по третьей теории прочности
<г = + 4т2.
Первая мотылевая шейка со стороны двигателя. В сечении II—II изгибающие моменты в плоскости колена и перпендикулярной ей
Mui — А'(I — /х) - (Р,„р-Р;) (/ - т - /х),
Равнодействующий изгибающий момент и напряжения от изгиба
MU=VM^ + M^, (369)
Скручивающий момент и касательные напряжения от него Мк = Мд - A "R = Я (Ptl -Pta)-A"R,
< = (370)
Сложное напряжение от изгиба и кручения
о = У о2 + 4т2.
Малая щека первого мотыля. В сечении V—V изгибающий момент в плоскости колена и возникающие напряжения на широкой стороне щеки
Aful = А'т; <тв1 = ,
где од/ _ "ад — g •
Изгибающий момент в плоскости, перпендикулярной плоскости колена, и возникающие напряжения от него на узкой стороне щеки
м — М, А"Ъ- л — Ми*
ши2 1Vid Si fC, (JU2 №щ2 9
где
w щъ — 5 •
Напряжения сжатия от радиального усилия
Суммарное напряжение от изгиба и сжатия на ребре щеки о = ов1 + ов2 + асж. (371)
Скручивающий момент и касательные напряжения на широкой стороне щеки
Мк = А"т; тх = , (372)
wW3
где
WU43—' 9~ •
16 Захаренко и др. 314
242
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Касательное напряжение скручивания на узкой стороне щеки
= ’ (373)
Наибольшее сложное напряжение на середине широкой стороны щеки от изгиба, сжатия и кручения
а' = jAr* + 4т2»
где суммарное напряжение от изгиба и сжатия
= ^СЖ'
Наибольшее сложное напряжение на середине узкой стороны щеки от изгиба, сжатия и кручения
<т" = V <т| + 4т|, где суммарное напряжение от изгиба и сжатия
^2 = ^«2 4" &СЖ'
Аналогичным образом определяются напряжения в остальных шейках и щеках (сечения III—III, IV—IV, VI—VI, VII—VII).
Как уже указывалось выше, подобный расчет проводится для двух наиболее опасных положений вала при углах поворота вала, соответствующих наибольшему радиальному усилию и наибольшему тангенциальному усилию.
Наибольшие сложные расчетные напряжения не должны превышать допустимых, которые для углеродистой стали равны 800—1000 кГ/см2 и для легированной стали —1000—1200 кПсм2.
Расчет вала с учетом знакопеременной нагрузки. Целью расчета является определение запасов прочности наиболее напряженных точек вала. Расчет производится с учетом переменных усилий, действующих на вал, максимальных амплитуд напряжений, усталостной прочности и концентрации напряжений.
Запасы прочности определяются для сечений, где имеется наибольшая концентрация напряжений, т. е. прежде всего в местах смазочных отверстий и галтелей сопряжений шеек со щеками.
Расчет шеек и щек производится по следующим формулам. Запас прочности по нормальным напряжениям
n0 = -k----------• (374)
"Г2" ° а +
Запас прочности по тангенциальным напряжениям:
= —> (375)
~— та + et
где в-! — предел выносливости материала при изгибе. При отсутствии опытных данных можно пользоваться следующим соотношением:
о-х = (0,45 -ь 0,55) atp, где авр — предел прочности при растяжении.
Валы и подшипники
243
Приближенно
т_х = (0,55 -н 0,6) = (0,25 0,27) авр,
где T-i — предел выносливости при кручении.
Амплитуды’нормальных и касательных напряжений цикла оа и ^ представляют собой полуразность наибольшего и наименьшего напряжений:
Тщдх — Tmjn 2
Фиг. 137. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с поперечным отверстием при изгибе k9 = f (adp):
*0 =
Фиг. 133. Эффективные коэффициенты концентрации напряжен ний при кручении для ваЛоа с поперечным отверстием k? ~ ~ f (° вр)'
(376)
/----~ =* 0,054- 0,1; 2— - = 0,154-0,25.
а а
Наибольшие и наименьшие напряжения <ттах, omin, ттах и tmin определяются для соответствующих сечений аналогично напряжениям, определяемым по уравнениям (367) — (373).
Средние напряжения от и гт определяются как полусумма этих напряжений
______ ^тах ~Ь gnrtn um
Т = ттах Ч~ Tmin
т --------2-----
(377)
0,/ 0,2 0.3 0,4 0,5 rlh
Фиг. 139. Значения (йа)д = -^2- для коленчатого вала при изгибе в функ-ции от r/h при d = 40 ч- 70 мм.
Эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе для валов с поперечным отверстием в шейке ka определяется из графика (фиг. 137). Эффективный коэффициент концентрации напряжений при переменном кручении для валов с поперечным отверстием в шейке kx определяется из графика (фиг. 138).
Величины коэффициентов концентрации напряжений для галтели у щек» вала представлены для случая изгиба (ka)D — на фиг. 139, и при кручении (kx)D = — на фиг. 140, где 8 — масштабный фактор — коэффициент, учитывающий влияние-абсолютных размеров сечения;
и фх — коэффициенты, характеризующие изменение амплитуды в связи с изменением цикла.
Кривые масштабного фактора при изгибе и кручении представлены, на фиг. 141. Кривая 1 дает значения в для углеродистой стали при умеренной;
16*
2
244
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
концентрации напряжений (k < 2), кривая 2 — значения 8 углеродистой и легированной сталей при значительной концентрации напряжений. На фиг. 142 представлены кривые масштабного фактора при знакопеременном изгибе.
Фиг. 141. Масштабный фактор е=f (d):
1 — углеродистая сталь; 2—легированная сталь.
Фиг. 140. Значения (A>t)d=— для случая кручения вала в функции от rid при d = 40 -т- 70 мм.
Коэффициент % принимается равным 0,1—0,2; фхяк0,1. Общий запас прочности определяется по формуле
п„пх
V «а + пт
(378)
У выполненных валов общий запас прочности лежит в пределах
п = 1,5 -ь 3. Пример расчета вала дан в приложении 7.
Для некоторых типов машин необходимо проверять прогиб вала. Осо-
Фиг. 142. Масштабный фактор при знакопеременном изгибе.
электродвигателя монтируется на коренном вале компрессора. По условиям работы электродвигателя величина прогиба должна лежать в пределах, не превышающих 0,3—0,35 мм.
Векторные диаграммы сил, действующих на шейки коленчатого вала [54 ]. Для расчета подшипников и для определения места сверления отверстий для подвода масла необходимо знать характер нагрузки на шейку вала. Векторная диаграмма дает величину и направление силы, действующей на шейку при каждом положении
кривошипа. Нафиг. 143 в качестве примера приведена векторная диаграмма сил, действующих на кривошипную шейку вала горизонтального поршне-
вого компрессора. Векторную диаграмму удобно сначала строить без учета центробежной силы. Вертикальная ось принимается за ось тангенциальных сил Pt, горизонтальная — за ось радиально направленных сил Nc.
Для каждого положения кривошипа на осях в выбранном масштабе, с учетом знака, из начала координат О откладываются векторы, выражающие силы Pt и Nc. Из концов этих векторов восстанавливаются перпендикуляры к осям. Точки пересечения их являются концами векторов, представляющих по величине и направлению равнодействующие усилия, действующие на шейку (т. е. геометрическую сумму Pt и Nc). Построенные точки соединяются плавной кривой.
. Валы и подшипники
245
Фиг. 143. Векторная диаграмма сил, действующих на кривошипную шейку вала компрессора.
Фиг. 144. Вспомогательная диаграмма износа.
246
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Далее необходимо учесть влияние центробежной силы инерции вращающихся частей вала и шатуна. Эта сила JR отрицательна и действует по оси Nt. Ее учитывают путем переноса оси координат в положительном направлении из точки О' в точку О на величину, соответствующую силе JR.
Векторы, соединяющие новое начало координат с точками на диаграмме, выражают по величине и направлению силы, действующие на шейку. Соот-
ветствующая каждому вектору в направлении вектора. На диаг соответствующая положению кр:
Фиг. 145. Диаграмма износа.
приложена к поверхности шеики показана равнодействующая сила R, ia 15. Эта сила приложена в точке а. Далее определяются максимальные и средние значения сил за один оборот, которые необходимы для расчета подшипников. Для определения средних величин сил диаграмма (фиг. 143) развертывается в прямоугольных координатах.
Затем строится вспомогательная диаграмма износа (фиг. 144). Окружность произвольного радиуса делится на такое же число равных частей, что и векторные диаграммы. Затем в виде стрелок Ri, Rs- . . и т. д. изображаются усилия, действующие в соответствующих точках поверхности шейки. Величины усилий и точки их приложения берутся из векторной диаграммы. Для каждого усилия последовательно, начиная с Rlt наносится концентрическая
окружность, радиальный размер получающейся кольцевой поверхности
масштабе значение усилия R, т.
представляет собой в определенном
е. R' = (fR, где <р — масштаб.
При построении диаграмм условно считается, что усилие, нагружающее шейку, распространяется на поверхности шейки на 60° в обе стороны от точки приложения равнодействующей R. Поэтому на 60° в одну и на 60° в другую сторону кольцевая поверхность закрашивается. В итоге получается вспомогательная диаграмма износа. Подробнее о построении векторных диаграмм см. [54].
Затем она перестраивается в диаграмму износа (фиг. 145). Для этого нанбсится окружность произвольного радиуса и разбивается на то же число частей, что и предыдущая диаграмма. На каждом радиусе от окружности
к центру в определенном масштабе откладывается суммарная нагрузка, действующая в этом направлении и представляющая собой сумму радиальных размеров закрашенных концентрических поверхностей из диаграммы, приведенной на фиг. 144. Отложенные точки соединяются плавной кривой (фиг. 145). Отверстие для подвода смазки делается в наименее нагруженной части шейки вала.
Подшипники
В поршневых компрессорах применяют чаще всего подшипники скольжения. Основными элементами подшипника скольжения являются корпус и вкладыши. Корпус может быть выполнен в виде отдельной детали, прикрепленной к раме или отлитым с ней заодно. Корпус подшипника часто изготовляют разъемным.
Валы и подшипники
247
Крышка и корпус имеют в плоскости разъема установочные поверхности (выступы и пазы, см. фиг. 146), обеспечивающие правильное положение крышки. Такие поверхности разгружают болты (шпильки) от поперечных усилий, возникающих во время работы компрессора. При малых габаритах
Фиг. 146. Подшипник с вкладышами из четырех частей для крупного горизонтального компрессора.
Фиг. 147. Разъемный подшипник с вкладышами из двух частей.
подшипника применяют установочные штифты. Болты или шпильки делаются по возможности удлиненными и с уменьшенным диаметром ненарезанной части (0,8 -т- 0,9)^!, где — внутренний диаметр резьбы. Это делается с целью увеличения их «податливости».
Конструкция вкладышей зависит от конструкции машины. У подшипников для вертикальных V-и W-образных компрессоров вкладыши обычно состоят из двух половин. Между стыками этих половин помещают набор калиброванных латунных прокладок, с помощью ко
торых устанавливается необходимый зазор между шейкой вала и внутренней поверхностью вкладышей. По мере износа и увеличения зазора часть прокладок снимается, и подтяжкой болтов вновь устанавливается рабочий зазор, соответствующий ходовой либо легкоходовой посадке.
Для горизонтальных крупных компрессоров вкладыши выполняют обычно из четырех частей, как это указано на фиг. 146. Благодаря такому устройству возможна вертикальная и горизонтальная подтяжки вкладышей с помощью нажимных винтов и клиньев, расположенных с двух сторон.
На фиг. 147 и 148 показана наиболее распространенная форма вкладышей и даны рекомендуемые конструктивные соотношения размеров. Применение длинных вкладышей не рекомендуется, так как возможные монтаж-
248
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
ные перекосы и упругие деформации шеек вала приводят к ухудшению условий работы масляного слоя и к неравномерной нагруженности поверхности вкладыша. Целесообразно принимать UD = 0,5 1, где I—длина
вкладыша и D—диаметр шейки вала.
Смазку к подшипнику подводят с ненагруженной его стороны в соответствии с векторной диаграммой нагрузок (фиг. 145). Для распределения
смазки по длине подшипника и вовлечения ее в нагруженную зону во вкла-
дышах, в местах разъема, делают клиновидные канавки с плавным выходом
в направлении вращения вала. Глубина канавок зависит от диаметра шейки вала (см. фиг. 148). В подшипниках типа, изображенного на фиг. 147,
делается четыре таких маслораспределительных канавки. Расстояния от торцов вкладышей до края канавки принимаются равными примерно 0,1/.
h=Q£H к=1+5мм Si=5mm D=35+60мм $1=7,5мм 0=65+110мм $1=10 мм 0=120+200мм
Фиг. 148. Вкладыш разъемного подшипника из двух частей.
Вкладыши с заливкой антифрикционными сплавами изготовляются из чугунного литья СЧ21-40, стального литья (сталь 10) или бронзы (БрАЖС71,5-1,5, БрАЖН 11-6-6). Чугунное литье обладает наименьшей связью с антифрикционными сплавами. Для улучшения связи в чугунных вкладышах протачиваются пазы трапециевидного сечения (ласточкин хвост). Наиболее употребительными антифрик-
являются
ционными сплавами оловянистые баббиты Б83, Б16. В менее нагруженных подшипниках применяют свинцовистый баббит БН с присадками кадмия, никеля
и мышьяка. При более нагруженных подшипниках баббит заменяют свинцовистой бронзой БрСЗО (вкладыш стальной).
В компрессорах с коренными подшипниками качения применяются преимущественно роликовые подшипники двухрядные сферические (условное обозначение 3000) и однорядные радиальноупорные конические (условное обозначение 7000).
Если вал монтируется на подшипниках скольжения, то один конец вала должен быть зафиксирован в осевом направлении. При этом второй подшипник должен быть выполнен таким образом, чтобы конец вала мог перемещаться в осевом направлении под влиянием температурной деформации. Монтаж вала с использованием конических роликоподшипников производится враспор. В этом случае расстояние между центрами подшипников L рекомендуется не более 500 мм, так как при больших L возникает опасность заклинивания роликов при удлинении вала от нагрева. Для предотвращения такого явления подшипники обычно монтируются с зазором, обеспечивающим осевой сдвиг от тепловых расширений вала
s — Д£ + S мм,
где ЛЬ = а£Д/ — удлинение вала;
S = 0,05мм — регулировочный зазор;
а — коэффициент линейного расширения вала;
Д/ = 30 + 40° — возможное повышение температуры вала во время работы.
Выбор подшипников качения производят по вычисленному коэффициенту работоспособности с, задавая продолжительность работы компрессора 20-103—20 • 104 час. в соответствии с назначением его. Величины коэффициен-
Шатуны и шатунные болты
249
тов работоспособности для различных типов подшипников установлены ГОСТ 5721—57 и ГОСТ 333—59. По вычисленному коэффициенту с находят необходимый размер подшипника того типа, который обусловлен конструкцией вала и картера (станины).
§ 45. ШАТУНЫ И ШАТУННЫЕ БОЛТЫ
Шатуны
В зависимости от конструкции компрессора применяются различные типы шатунов. Наиболее распространенные из них представлены на фиг. 149—155.
Фиг. 149. Шатун горизонтального поршневого компрессора.
При проектировании задаются отношением радиуса кривошипа /? к длине шатуна L
Обычно для горизонтальных компрессоров принимают = Ve, для вертикальных = V4 -ь
Переходы от стержня к головкам выполняются с большим радиусом во избежание концентрации напряжений. У бескрейцкопфных машин моты-левые головки шатуна, как правило, выполняют такого размера, чтобы шатуны могли быть установлены и сняты вместе с поршнем через втулки цилиндров.
На фиг. 149 изображен в собранном виде шатун крупного горизонтального поршневого компрессора, изображенного на фиг. 111. Стержень шатуна имеет небольшую конусность по длине, сечение круглое, обе головки неразъемные. Подобные шатуны применяются только при наличии кривошипного вала. Зазор во вкладышах обеих головок регулируется набором прокладок. Затяжки вкладышей и в крейцкопфной, и в кривошипной головках осуществляются с помощью специальных клиньев.
На фиг. 150 дан рабочий чертеж рассматриваемого шатуна.
На фиг. 151 представлен шатун с большой разъемной головкой углового компрессора ВП-50/8. Большая головка устанавливается на колене вала, малая соединяется с крейцкопфом. Необходимый зазор между моты-левой шейкой вала и подшипником в большой головке выдерживается с помощью набора прокладок. В малой головке запрессовывается бронзовая втулка, и требуемый зазор обеспечивается путем пришабровки втулки
v ь остальное
Фиг. 150. Рабочий чертеж шатуна горизонтального компрессора.
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Шатуны и шатунные болты
251
по пальцу крейцкопфа. Сечение стержня шатуна имеет форму двутавра-Смазка к подшипнику большой головки подается через сверления в вале, а к малой головке — через трубку, закрепленную на стержне шатуна.
На фиг. 152 и 153 даны чертежи стержня и отъемной головки шатуна подобной конструкции.
Пришабрить по шейке коленчатого бала. Качество шабровки пробррать по краске. Количество пятен на квадрат 25*25мм2 долоюно быть Ре менее 6
68О±025-
Фиг. 151» Шатун углового компрессора ВП-50/8 московского завода «Компрессор».
Технические условия:
1. Овальность и конусность отверстий 018ОА Ги 08ОА не более */2 допуска на диаметр.
2. Оси отверстий 018СА и 08СА должны лежать в одной плоскости и быть перпендикулярными к плоскост и нижней и верхней головок шатуна; перекос осей и их неперпендикулярность не более 0,03 ЖЖ на 100 мм длины.
На фиг. 154 представлен вильчатый шатун вертикального компрессора (фиг. 112—113). В данной конструкции палец установлен в проушинах головки по тугой посадке. Подшипник в крейцкопфе размещается в середине между проушинами. Смазка подводится через крейцкопф. Большая головка выполнена аналогично конструкции, представленной на фиг. 152. Изготовление такого шатуна несколько сложнее ранее рассмотренных (более сложная поковка и обработка). Кроме того, у него более тяжелая головка и возможная деформация вилки может привести к ненормальной работе подшипников. Вместе с тем применение подобной конструкции дает выигрыш в габаритах, так как при подобном шатуне и соответствующей конструкции крейцкопфа открытого типа конец штока приближается к оси пальца крейцкопфа.
На фиг. 155 изображен точеный шатун вертикального воздушного компрессора (фиг. 114—115). Особенностью рассматриваемой конструкции является наличие сферической головки, устанавливаемой в поршне, и двойного
252
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
разъема большой головки. Наличие второго разъема позволяет регулировать мертвое пространство за счет изменения толщины специальной регулировочной пластины, устанавливаемой между головкой и стержнем шатуна. Центровка разъемной головки со стержнем шатуна осуществляется
Фиг. 152. Чертеж отъемной головки шатуна.
Технические условия:
1. Непараллельтюсть плоскостей / — I и II— II не более 0,05 мм на всей длине шатуна.
2. Оси отверстий е36А должны быть параллельны оси шатуна и лежать в одной плоскости; перекос осей не более 0,02 на 100 мм длины.
3. Овальность и конусность отверстий 0З6А не более 2/3 допуска на диаметр.
4. После механической обработки тело шатуна разрезать по линии, указанной на чертеже; перед разрезной части шатуна клеймить в местах «М».
Неперпендикуляриость линии разреза к осям отверстий 0З6А не более 0,15 мм на 100 мм длины.
5. Плоскость прилегания гайки шатунного болта должна быть перпендикулярна оси отверстия 0 36А с точностью 0,1 мм на 100 мм длины и проверяется на прилегание по
краске.
с помощью центрирующих выступа и выточки. Смазка подшипника большой головки осуществляется через сверления в вале, смазка подшипника сферической головки — через сверления внутри стержня шатуна.
Шатуны изготовляются из углеродистых сталей 35, 40, 45 и легированных 40Х, 38ХА, ЗОХМА.
Вкладыши мотылевого подшипника изготовляются из стали 20, стального литья — из стали 25—4518 или из чугуна, обычно СЧ15-32. Заливка вкладышей производится баббитом Б-83. Втулки малых головок шатунов обычно изготовляются из бронзы БрОФЮ-1, а иногда из более дешевого материала БрОЦС 6-6-3.
Расчет шатунов [401, [54], [12], [55], [57]. Стержень рассчитывается на усталостную прочность от действия по оси шатуна знакопеременной силы (см. § 22). Суммарное напряжение в среднем сечении от сжатия и
Шатуны и шатунные болты
253
Фиг. 153. Чертеж стержня шатуна с большой разъемной головкой.
Технические условия:
1. Перед механической обработкой заготовку шатуна подвергнуть нормализации.
2. Непараллельность плоскостей I — I и // — II не более 0,05 мм на всей длине шатуна.
3. Оси отверстий 0 208 А и 0 95Аа должны лежать в одной плоскости и быть перпендикулярными к плоскости шатуна / — /, перекос осей и их неперпендикулярность к плоскости шатуна не более 0,05 мм на 100 мм длины.
4. Овальность и конусность 0 208А и 095Аа не более допуска на диаметр.
5. Оси отверстий 036А должны быть параллельны оси шатуна и лежать в одной плоскости, перекос осей не более 0,02 мм на 100 мм длины.
6. Овальность и конусность отверстий 0З6А не более 8/« допуска на диаметр.
7. После механической обработки тело шатуна разрезать по линии, указанной на чертеже; перед разрезкой части шатуна клеймить в местах <М». Неперпендикулярные линии разреза к осям отвер стий 0 36А не более 0,15 мм на 100 мм длины.
8. Плоскость прилегания головки шатунного болта должна быть перпендикулярна к оси отверстия о 36А с точностью 0,1 мм на 100 мм длины и проверяется на прилегание по краске.
Фиг. 154. Вильчатый шатун вертикального компрессора.
254
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
продольного изгиба определяется по эмпирической формуле Навье-Ренкина, В плоскости движения шатуна, предполагая шарнирное закрепление концов шатуна, это напряжение будет
= + <379>'
В плоскости перпендикулярной плоскости движения шатуна
~ Рш ( fcP + С 4, ) ’
(380)
где
Рш — максимальное сжимающее усилие, действующее по шатуну; fCj>— площадь среднего сечения стержня шатуна (см. фиг. 156); Jx и Ju — моменты инерции относительно осей х—х и у—у,
L—длина шатуна (расстояние между центрами отверстий);
— наименьшее расстояние между верхней и нижней головками шатунов;
с % . Для применяе-
мых сталей с =»
= 0,00015 = 0,0005.
Фиг. 155. Шатун вертикального компрессора с малой сферической головкой.
Фиг. 156. К расчету шатуна.
Наибольшее напряжение растяжения определяется по формуле
а (381)1
" fcp ’
где Р'ш — максимальное усилие, растягивающее шатун.
Средние напряжения за один оборот в плоскости движения шатуна. И в перпендикулярной ей плоскости определяются по формулам
_ _ Рх + <Тр . Ру+ Рр
2 ’ 2
Амплитуды напряжений за один оборот
~ _Ох — Ор . а ___ О'- Ор
— 2 ’ аУ ~~ 2
Шатуны, и шатунные болты,
255
Запасы прочности по напряжениям в плоскости движения шатуна и в пло-скости, перпендикулярной к ней „ _____________________g-ip______. п _________g-ip
пх — 9
&ах ~-~]г Wmx 4“ ®ag/ny
(382)
Коэффициент концентрации ka и масштабный фактор ест можно принять равными 1, тогда запасы прочности
nx = п=—О'” , (333)
gax + а<?втх у &ау + <*ag/ny
где а. 1р — предел выносливости материала при симметричном цикле растяжение — сжатие;
аа — коэффициент, зависящий от характеристики материала
а„ =
g~ip — gao gao
аа0 — амплитуда цикла
аналогично урав-нениям (376).
Запас прочности принимается п = 3 -н 4. Малую головку шатуна рассчитывают на растяжение и изгиб от действия наибольшего растягивающего усилия, которое приближенно можно считать равным наибольшей положительной величине Рш.
Особенно больших величин это усилие достигает в машинах двустороннего действия. Приближенно верхнюю часть головки рас-
при растяжении, которая определяется
сматривают как прямую балку, фиг. 157. к расчету малой головки шатуна.
заделанную по концам, а силу Рш
считают сосредоточенной. Тогда опорные моменты и момент в среднем сечении балки равны по величине, но имеют разные знаки (фиг. 157).
Наибольшее напряжение изгиба в сечении II—II
8J
Напряжение в сечении /—I а = а + а = + Рш1'е
° — 2/ — 8J *
где е — расстояние от нейтральной оси до наиболее удаленного волокна; f — площадь поперечного сечения.
Опасное сечение в месте перехода стержня в головку рассчитывается, следующим образом: в центре тяжести сечения III—III (фиг. 157) приклады-р р
ваются две равные и противоположно направленные силы . Сила раскладывается на нормальную и касательную составляющие. Тогда в сече-, нии III—III напряжения растяжения и среза будут
_ Рш sin а _ Рш cos а °Р ~ 2f ’ — 2/
256
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Напряжения изгиба и суммарные напряжения будут
Суммарные напряжения ст не должны превосходить для углеродистых сталей 600—800 к.Псм\
Отъемная часть большой головки шатуна рассчитывается на действие максимального усилия, отрывающего шатун от вала, которое является суммой положительной максимальной величины Рш и силы инерции PmR вращательно движущихся масс шатуна, лежащих выше разъема мотылевой головки.
Головку можно рассчитывать по формулам, предложенным Р. С. Кина-сошвили. Крышка головки рассматривается как одно целое со всей головкой. Делается допущение, что имеет место жесткая заделка головки в месте перехода в стержень. Распределение давлений принимается косину-j- соидальным (фиг. 158). Допускается, что вкладыш
©деформируется с головкой одинаково и имеет постоянное сечение, равное среднему сечению крышки. Тогда приближенно изгибающий момент Л40 и нормальная сила No в среднем сечении головки определяются по следующим уравнениям:
) (0,0127 + 0,00083а0) (384)
= {Рш + Pmr) (0,522 - 0,003 а°) . (385)
Pcos& р В Вследствие принятых допущений распределение
Фиг. 158. К расчету боль- моментов между крышкой и вкладышем будет прошей головки шатуна. порционально моментам инерции их поперечных сечений JK и Je относительно осей, проходящих через центры тяжести сечений параллельно оси вала. Распределение нормальных усилий пропорционально площадям поперечных сечений FK и Fe. Тогда изгибающий момент и нормальное усилие, действующие на крышку, будут
мо _ (Рш+Ршя) (0,0127 +о,00083а°)/
1 + ’Г' 2(1+тЧ
JK \ "К /
м _ *0 (^ + ^я)(0.522-0,003а°)
Х~1+-^~ 1 + ^-+ FK + Fk
Напряжения изгиба в среднем сечении крышки “ WK FK •
(386)
(387)
(388)
Местом заделки можно считать, как показано на фиг. 158, переход головки в бобышки. Обычно при этом а0 40°. В таком случае
— (Рш + Р ur)
кГ/см2.
(389)
Для шатунов компрессорных машин, изготовленных из углеродистых сталей, допустимые напряжения ст = 600 -н 1000 кПсм\
Шатуны и шатунные болты
257
Шатунные болты
Шатунные болты являются ответственными деталями компрессора. Разрыв шатунного болта приводит к крупной аварии компрессора. На фиг. 159 представлены конструкции применяемых шатунных болтов. Для увеличения «податливости» сечение болта выполняют примерно равным 85% от площади сечения по внутреннему диаметру резьбы. Для уменьшения концентрации напряжений переходы от головок, поясков и резьбы к утоненной части болта следует выполнять с достаточным радиусом и соблюдать чистоту Обработки порядка V9—V10. Резьба должна быть достаточно мелкой, чистой и тщательно выполненной.
Болты изготовляются из качественных сталей: 38ХА, 45Х, 40ХН, 35У, 20ХНЗА.
Шатунный болт подвергается действию: а) статической нагрузки растяжения и скручивания от предварительной затяжки болта, б) положительного усилия Рш, действующего на шатун и в) переменной нагрузки растя-
Фиг. 159. Основные типы шатунных болтов, применяемых в поршневых компрессорах.
жения Р'ш от сил инерции поступательно и вращательно движущихся масс шатуна.
Расчетное усилие Р = Рш + Р'ш, где Р'ш подсчитывается особо для угла поворота вала, соответствующего максимальной положительной величине Рш.
Расчет болта проводится на статическую прочность и выносливость [55]. Усилие предварительной затяжки Т должно обеспечить плотность стыка в месте разъема головки и не вызвать в болте пластических деформаций
Т = k (1 — х)Р, • (390)
где k — коэффициент затяжки. В случае переменной нагрузки
k = 1,5 - 4; п 2%/
X = -------коэффициент внешней нагрузки.
2%/ О
Обычно величина коэффициента внешней нагрузки лежит в пределах п
X — 0,2 -4- 0,3; 2^/ — сумма «податливостей» деталей соединения в нашем 0 п
случае участков болта; 2 — сумма «податливостей» деталей «прокладки», i
т. е. деталей, испытывающих уменьшение усилий при приложении внешней растягивающей нагрузки к соединению; X = — коэффициент «подат-
ливости».
Для болта (фиг. 160) коэффициенты податливости болта и соединяемых им частей шатуна и Х2 будут ^б . л ^1.7 ^2
17 Захаренко и др.
314
258
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Здесь Еб, Е х и Е 2 — модули упругости материалов болта и частей шатуна;
F6, и F 2 — площади сечений болта и соединяемых частей шатуна; /б, li и /2 — длины болта и соединяемых деталей.
Для соединяемых деталей условно считают, что деформация в промежуточной детали (фиг. 160) распространяется на площадь
F = ^[(a + Z,)2- Da],
Фиг. 160. К расчету шатунного болта.
где D — диаметр отверстия под болт;
а — диаметр опорного сечения гайки или головки болта.
Обычно нагрузка на болт изменяется от величины первоначальной затяжки Т до максимальной Pmsa
Pm!a = T + Рв, (391)
где Рв — усилие, передаваемое на болт от действия внешней нагрузки Р
Ре = *Р- (392)
При затяжке у болта возникает крутящий момент вследствие трения поверхностей витков нарезки. Крутящий момент, действующий на болт
MK=lTdQf (393)
где dQ — наружный диаметр болта;
| — коэффициент, зависящий от трения в нарезке, приведенный к величине dQ.
При гладкой поверхности и хорошо смазанной резьбе g 0,08, при негладкой и несмазанной поверхности £ 0,16.
Расчет на статическую прочность. Напряжения от затяжки и напряжения от внешней нагрузки будут
®запг р? » °вн Л рр »
где Fp — площадь поперечного сечения болта по внутреннему диаметру резьбы dp.
Суммарное напряжение
а =
Напряжение от скручивания в делу текучести будут
т = _Мк_. 0,2^ ’
&зат “Ь &вн’
нарезной части и запас прочности по пре-
От
Пс = г—______,
с /а2 + Зт2
(394)
где ат — предел текучести. Для
[ болтов обычно запас прочности лежит в пределах пс = 1,5 4- 3.
Расчет на выносливость. Запас прочности по амплитуде „ 2 (О—1к)<1 2 63am °"" +
(395)
Запас прочности по максимальным напряжениям
2 (<*—+ [1 — СФст)£>] взат [1 + ('фс)р (взат + вен)
(396)
Поршни, штоки и крейцкопфы
259
где предел выносливости детали и коэффициент концентрации для болтового соединения определяются по формулам:
(397)
а1р — предел выносливости при растяжении — сжатии.
Величины коэффициентов концентрации для резьбы ka приведены в табл. 14 в зависимости от ав и типа резьбы.
Коэффициент^ характеризует конструктивное или технологическое упрочнение. Если оно отсутствует, то Р = 1,0.
Масштабный фактор ест может быть определен по графику, изображен-ному на фиг. 161. Коэффициент (%)n = тг-т—. Величины коэффициента \Ra)D
влияния асимметрии цикла на прочность для сталей приведены в табл. 15.
Таблица 14
Величины коэффициентов концентрации
кГ1ммг Метрическая резьба Дюймовая резьба
40 3,0 2,2
60 3,9 2,9
80 4,8 3,5
100 5,2 3,8
Фиг. 161. Масштабный фактор еа = f(d) для болтовых соединений.
Аналогичным образом, но с использованием других величин коэффициентов производится расчет гладкой части стержня, где наиболее опасным сечением являются галтели — место перехода одного сечения в другое [55].
Таблица 15
Величины коэффициентов влияния асимметрии цикла на прочность
35—55 52—75 70—100 100-120
(изгиб и растяжение) 0 0,05 о,1 о,2
§ 46. ПОРШНИ, ШТОКИ И КРЕЙЦКОПФЫ
Поршни
Применяемые в компрессорах поршни могут быть разделены на три следующие группы: дисковые, тронковые и дифференциальные.
На фиг. 162 приведен дисковый поршень первой ступени горизонтального компрессора (фиг. 111). Подобные поршни применяются только у крейцкопфных машин. Поршень подвешен с помощью крейцкопфа и промежуточного ползуна. Во время работы поршень не касается стенок цилиндров, и между цилиндром и поршнем имеется гарантийный диаметральный зазор. Для увеличения прочности торцовые стенки поршня соединены ребрами. Чтобьь 17*
260
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
избежать возникновения литейных напряжений и усадочных раковин, ребра не доводятся до внутренней цилиндрической поверхности образующей стенки поршня. В торцовых стенках имеются специальные отверстия, через которые удаляется формовочная земля шишек. Эти отверстия закрываются пробками.
А - А
Фиг. 162. Дисковый поршень горизонтального компрессора.
Технические требования:
1. Неперпендикулярность торцовой плоскости \77 на 0290, под бурт штока, к оси поршня допу скается не более 0,02 мм на 100 мм радиуса.
2. Неконцентричность расточек 0235Ав допускается не более 0,05 мм,
3. Неперпендикулярность боковых плоскостей канавок под поршневые кольца к оси поршня допускается не более 0,3 мм на диаметр поршня.
4. Биение наружного диаметра поршня относительно оси отверстий 0235Ав. допускается не более 0,5 мм,
5. Перед постановкой резьбовых пробок тщательно очистить и продуть сжатым воздухом внутренние полости поршня.
6. Поршень испытать водой. Пробное давление 4 к.Г1смг,
Поршни, подвешенные на штоке, обычно применяются в тех случаях, когда они имеют большие размеры и больший вес. Подвеска поршня особенно актуальна, если в компрессоре сжимается загрязненный газ. Поршни большого размера под влиянием давления газа и нагрева зачастую деформируются. Цилиндрическая опорная поверхность искажается, что приводит к повышенному износу и к задирам. Однако применение подобных поршней вместе с несущими крейцкопфами приводит к усложнению и утяжелению конструкции. Поэтому, где это возможно, стремятся применять поршни, скользящие по своей несущей поверхности, которая в большинстве случаев заливается баббитом. Удельное давление на несущую поверхность обычно лежит в пределах к = 0,5 ч- 1 кПсм*.
4520
——------------- 2367
304 -----------------
Фиг. 163. Поршень со штоком третьей ступени горизонтального компрессора.
Технические условия:
1. Овальность и конусность по 0 220С должны быть в пределах 0,03 мм.
2. Неперпендикулярность крайних торцовых плоскостей к оси штока допускается не более 0,02 мм на диаметр торца.
3. Резьба должна быть выполнена по степени точности «е».
4. Биение &467 относительно 0I8OC3 и 0 14СС3 допускается не более 0,1 мм.
5. Неперпендикулярность боковых плоскостей канавок под поршневые кольца к оси штока допускается не более 0,1 мм на диаметр поршня. '
6. Заливка производится баббитом Б-83.
Поршни, штоки и крейцкопфы
§
Остальное оо
Зад л
В -8
Ф22о:^о
вид м
-Ф217
Фиг. 164. Тронковый поршень компрессора ВУ-3/8.
доводку по бесу производит* снятием металла с данной поверхности.
Технические требования:
1. Овальность и конусность 0220 Zq’Ho в пРеДелах половины допуска.
2. Биение плоскостей канавок поршневых колец относительно образующей поршня не более 0,03 мм.
3. Дезаксация оси отверстия под палец к оси поршня до 0,2 мм.
4. Неперпендикулярность оси расточки под поршневые втулки 048А3 к образующей поршня не более 0,1 мм на 100 мм длины.
5. Отклонение веса поршня от номинала ствии с ГОСТ 7426—55.
6. Донышко поршня испытать снаружи ческим давлением 6 ати.
7. Твердость по Бринелю 170—240.
8. Отливку внутри тщательно очистить вечной земли и песка.
в соответ-
гидравли-
от формо-
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Поршни, штоки и крейцкопфы
263
На фиг. 163 изображен поршень со штоком третьей ступени большого горизонтального компрессора (фиг. 111). В процессе работы поршень скользит своей нижней частью по стенкам цилиндра. Поэтому опорная поверхность, ограниченная центральным углом 120°, залита в двух местах баббитом. В целях создания масляного клина углы перехода торцовых и нижней несущей поверхностей выполнены закругленными с переходом в небольшой конус.
Дисковые поршни имеют относительно небольшую длину и применяются в ступенях низкого давления двустороннего действия, главным образом в крейцкопфных машинах. Соотношение длины и диаметра подобных поршней обычно лежит в пределах Н = (0,2 ч- 0,4) D.
Фиг. 165. Дифференциальный поршень второй, третьей и пятой ступеней вертикального компрессора.
На фиг. 164 изображен тронковый поршень V-образного компрессора ВУ-3/8. Тронковые поршни применяются главным образом в бескрейцкопф-ных машинах, в ступенях одностороннего действия, и поэтому они воспринимают нормальные усилия, возникающие в процессе работы, выполняя роль крейцкопфа. Соотношение длины и диаметра подобных поршней у выполненных машин находится в пределах
1Я = (0,8 - 2,0) D4.
Поршень имеет два уплотнительных и два маслосъемных кольца, а также Поршневой палец плавающего типа.
Дифференциальные поршни представляют собой комбинацию нескольких поршней разных диаметров, объединенных в одну деталь. Они применяются в компрессорах с несколькими ступенями в одном ряду.
На фиг. 165 представлен дифференциальный поршень второй, третьей и пятой ступеней вертикального компрессора (фиг. 112—113). Поршни второй и третьей ступеней чугунные, смонтированы они на штоке. Поршень пятой ступени наборный.
На фиг. 166 представлен самоустанавливающийся поршень шестой ступени горизонтального компрессора (фиг. 111). Подобная конструкция позволяет «выбирать» неточности изготовления и сборки — перекосы и несовпадение осей. В сочленении выдерживается зазор порядка 0,05 мм. Установка двух сферических шайб и двух сферических опорных колец, расточенных по одному диаметру, обеспечивает самоустанавливаемость поршня.
На фиг. 167 изображен дифференциальный поршень первой — третьей ступеней вертикального воздушного компрессора. В середине поршня первой ступени выполнено гнездо для установки подпятника сферической головки шатуна. Поршень имеет два уплотнительных и одно маслосъемное кольцо.
264
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Поршень третьей ступени — наборный. На головку поршня последовательно устанавливаются дистанционные неразрезные и поршневые разрез-
Фиг. 166. Самоустанавливающийся поршень шестой ступени горизонтального компрессора. Технические требования:
1. Если при сборке зазор в месте А окажется больше 0,05мм, подрезать поверхность N штока.
2. При отсутствии зазора в месте А подрезать поверхность К втулки.
3. Зазор в месте А должен быть не более 0,05 мм по всему периметру кольца.
4. Прилегание сферических поверхностей проверить по краске.
5. Собранный поршень проверить:
а) на поворачивание в сферических кольцах;
б) на самоустанавливаемость поршня по плоскостям х и у.
ные кольца. Так как поршень первой ступени выполняет функции крейц-
копфа, то диаметр
поршня третьей ступени подобран таким образом, что поршень третьей ступени не касается стенок втулки цилиндра.
В последнее время для уплотнения ступеней высокого давления стали применяться поршни с лабиринтным уплотнением.
На фиг. 168 представлена поршневая группа и лабиринт четвертой ступени электрокомпрессора ЭК-10. Уплотнение воздуха в рабочей камере, где давление нагнетания 400 ат осуществляется с по-
фиг. 167. Дифференциальный поршень первой и третьей ступеней вертикального компрессора.
мощью лабиринта. Применение двух сферических сочленений обеспечивает самоустановку поршня.
При правильном подборе зазора (устанавливается экспериментально) и качественном выполнении такой поршень может работать без износа. Зазор между поршнем и втулкой лежит в пределах 0,04 -г- 0,05 мм. Поршни выполняются из куниаля или БрОФЮ-1. Цилиндры смазываются чаще всего компрессорным маслом марки Т.
Наиболее распространенным материалом для изготовления поршней является чугун СЧ18-36, СЧ21-40, СЧ24-44, СЧ28-48. Для поршней высокого давления применяется модифицированный чугун МСЧ32-52 или сталь 35, 40, 45.
В целях уменьшения веса в последнее время стали применять для изготовления поршней в ступенях низкого давления алюминиевые сплавы Ал-1, Ак-2, Ак-4.
Пальцы поршней изготовляются из малоуглеродистых сталей 15, 20 или легированных 15ХА, 15ХМА, 12ХНЗА, 18ХНМА и др. Они цементируются на глубину 1—1,5 мм и закаливаются на твердость 58 -ь 62 RC.
В случае заливки баббитом нижней части поршней обычно применяется баббит Б-16.
Поршни, штоки и крейцкопфы
265
При определении толщины S торцовой стенки поршня считают, что он представляет собой круглую плиту, защемленную по окружности [401, [54], [58]. По контуру заделки возникает наибольшее напряжение, которое равно
а = 0,75ргаах [кГ/см2], (398)
где Ртах — максимальное давление, воспринимаемое поршнем, кГ/см2\ г — радиус заделки.
V 6 остальное
Фиг. 168. Поршневая группа и лабиринт четвертой ступени поршневого компрессора.
' Технические требования:
1. Биение поверхностей Б, В и резьбы Г относительно поверхности А не более 0,05 мм.
2. Поверхность А окончательно обработать по спариваемой с поршнем втулке так, чтобы диаметральный зазор между втулкой и поршнем был 0,04+мм.
3. Острые кромки притупить. Заусенцы на поверхности А не допускаются.
Для чугунного поршня допустимое напряжение лежит в пределах а = = 300 4-350 кГ/см2. Если поршень имеет ребра, то можно допускать напряжение а до 600 кПсм2.
При определении размеров пальца проверяют величину возникающего удельного давления в его подшипнике
f. ___Рп max
f^max — dtl >
где d — диаметр пальца;
I — длина опорной поверхности пальца по подшипнику;
Рп max — максимальное поршневое усилие.
Обычно у компрессора удельное давление ктах не превосходит 120 кПсм2.
Опорные гнезда для закрепленного пальца проверяются на смятие
„___ Рп max
K~~2dT '
где s — длина опорного гнезда.
Допустимые величины для чугуна и стали к < 350 -+ 450 кПсм\ для алюминиевых сплавов к < 250 •+ 350 кГ/см*.
В случае плавающих пальцев удельное давление на гнезда не должно превышать ктах.
266
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
У поршней из алюминиевых сплавов иногда в бобышки запрессовываются бронзовые втулки.
Напряжение в пальце от изгиба можно определять, исходя из данных, полученных в исследованиях Р. С. Кинасошвили [59]. Считается, что нагрузка на палец соответствует схеме, изображенной на фиг. 169. Тогда наибольшее напряжение от изгиба на середине пальца будет
— Л^тах ______ Рп max G + 26 1,5а) г„г/_,.21 /ЧОО\
-------1,2(1—а4) d3---- [Ki ,СМ J’ ^УУ>
пальца к внешнему.
для углеродистых сталей
где a, b и I — размеры, согласно фиг. 169. d0 a= -g— отношение внутреннего диаметра Допустимое напряжение примерно 900 /сГ/см2, для легированных—до 1500 кГ/см2. Средние напряжения на срез определяются по формуле
грузки на поршневой палец.
r ____ Pn max
— 2f
(400)
где f — площадь поперечного сечения пальца.
Согласно силовой схеме (фиг. 169) максимальное касательное напряжение в сечениях между гнездом пальца и головкой шатуна
max = [«!• (401)
Напряжение на срез не должно превосходить 500 кПсм2.
При определении зазора между поршнем и, цилиндром учитывают изменение размеров деталей при нагреве в рабочем состоянии, т. е.
D„ = D4-AD„-AD4-d, (402)
где Dn и — диаметры поршня и цилиндра в холодном состоянии;
Д£>„ — тепловое расширение поршня;
Д£>„ — возможное сокращение диаметра цилиндра;
о — диаметральный допустимый зазор между поршнем и цилиндром.
Учитывая возможные температурные изменения в поршнях и цилиндрах Компрессорных машин, можно получить следующие ориентировочные зависимости:
для чугунных и стальных поршней
для поршня из алюминиевых сплавов
для бронзовых поршней
= £>ч - 0,001 £>й, Dn = D„ —0,0022 £>„, Dn = D —0,0017
Штоки
Штоки служат для соединения поршней с крейцкопфами и ползунами. На фиг. 111—121 приведен ряд крейцкопфных машин, где можно видеть основные типы применяемых штоков. У горизонтальных машин при подвешенном поршне возникает прогиб штока. Прогиб допускают не более 2 мм. При монтаже поршень центруют по цилиндру, а концы штока в крейцкопфе и ползуне поднимают на величину прогиба.
Иногда применяют специальную обработку для устранения криволинейности штока вследствие прогиба. Шток нагружают грузом, равным весу
Поршни, штоки и крейцкопфы
267
поршня, и устанавливают неподвижно на специальном станке, у которого резец вращается вокруг штока, или участок поршня до штока обрабатывается по одной оси, а за поршнем по другой. Угол излома осей подбирают таким образом, чтобы под влиянием веса поршня ось штока стала прямолинейной. Передний и задний концы сквозного штока испытывают различную нагрузку, но с целью применения сальников одинакового размера их выполняют равного диаметра.
Штоки обычно шлифуют, а для машин высокого давления полируют. Штоки имеют цилиндрические или конусные опорные бурты. Места стыка в поршне притираются по буртам штока. Поршни крепятся на штоке с помощью гаек. Законтривание гаек, обеспечивающее невозможность их само-отвинчивания, обязательно. Штоки изготавливаются из стали 35 и стали 40. В случае цементации с. последующей закалкой применяется сталь 20. Для азотируемых штоков — сталь 35ХМЮА.
Расчет одностороннего штока проводится на продольный изгиб. Длину штока принимают равной расстоянию от центра крейцкопфного пальца до упорного бурта поршня. Считают, что имеет место шарнирная заделка. Если отношение длины штока к его диаметру -j— > 25, то расчет прово-
/х atU
дится по формуле Эйлера, при < 25 — по формуле Тетмайера. Запас прочности принимается в пределах 8 + 12. Резьбовая часть штока рассчитывается на выносливость аналогично резьбовой части шатунного болта.
В случае сквозного штока с подвешенным поршнем можно пользоваться формулой Мисса [65] для упругого продольного изгиба. Запас прочности допускается 4-4-8. Напряжения на изгиб от веса поршня и самого штока допускают не более а„ < 500 кПсмг. Опорные бурты штока проверяют на удельное давление. Допускается для чугунных поршней q < 400 кПсмг, для стальных — q < 800—1000 кПсм?.
Крейцкопфы и ползуны
Применяются два основных типа крейцкопфов — закрытый и открытый. В первом случае головка шатуна размещается внутри крейцкопфа. Крейцкопф открытого типа применяется в сочетании с вильчатым щ ату ном. Ниже приводятся примеры выполнения таких крейцкопфов. Чаще всего у крейцкопфов башмаки делают отъемными. Это позволяет при монтаже и во время ремонта регулировать зазор между башмаками и параллелями набором прокладок. У небольших компрессоров иногда башмаки выполняют отлитыми из чугуна заодно с крейцкопфом. Более нагруженные башмаки (для горизонтальных компрессоров — нижние) выполняют большими по размеру. У башмаков на опорной поверхности по концам делают скосы для образования масляного клина.
На фиг. 170 представлен крейцкопф закрытого типа крупного горизонтального компрессора (фиг. 111). Крейцкопф имеет два съемных башмака, залитых баббитом. Крепление башмаков производится болтами, которые предохраняются от отвинчивания пружинными шайбами. При монтаже эти болты заливаются баббитом. Крейцкопф соединяется со штоком специальной муфтой, состоящей из двух половин. Под торец штока устанавливается дистанционная шайба, с помощью которой производится регулировка мертвых пространств цилиндров. Палец, имеющий по концам конусные заточки, устанавливается в соответствующих выточках тела крейцкопфа и затягивается специальным болтом. Смазка подается к ползунам через параллели. В нижнем башмаке имеются продольная и поперечная канавки. В корпусе крейцкопфа и в пальце имеются сверления, через которые смазка подается к крейцкопфному подшипнику.
268
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
1 Л
1120
— 560----t?----600—
Judh
Пр а б ог о крмрмпфа
/ Для^компенсааии косого ^расположения корпуса крейркопсра, обусловленного прогибом штока, прокладки обра ботать клинообразно
6-6
Фиг* 170» Крейцкопф закрытого типа горизонтального компрессора.
Фиг. 171. Крейцкопф открытого типа
вертикального компрессора.
Технические требования*
1. Вкладыш пригнать по корпусу. Прилегание не менее 80%.
2. Вкладыш пришабрить по пальцу; радиальный зазор между вкладышем и пальцем должен быть в пределах 0,05 4- 0,08 на диаметр.
3. Торцы головки болта и гайки должны равномерно прилегать к корпусу крейцкопфа (проверяется по краске).
4. Конусность по 023ОХ8 не более 0,1 мм на длине башмаков.
Поршни, штоки и крейцкопфы
269
На фиг. 171 изображен открытый крейцкопф вертикального компрессора (фиг. 112—113). Корпус крейцкопфа состоит из двух половин, соединенных болтами. В середине установлен бронзовый вкладыш .крейцкопфного подшипника. Необходимый зазор регулируется прокладками. Крейцкопф имеет чугунные съемные башмаки без баббитовой заливки. Башмаки устанавливаются на специальные выступы корпуса крейцкопфа и крепятся болтами. Шток соединяется с крейцкопфом резьбой. Мертвые пространства регулируются дистанционной шайбой, устанавливаемой под конец штока. Смазка подается через параллели и по сверлениям в крейцкопфе и вкладыше попадает к подшипнику пальца.
Фиг. 172. Промежуточный ползун горизонтального компрессора.
Вггоризонтальных машинах с подвешенными поршнями применяются промежуточные и концевые ползуны. На фиг. 172 изображен промежуточный ползун горизонтального компрессора (фиг. 111). Корпус ползуна состоит из двух половин. В ползуне соединяются штоки с помощью резьбы и контргаек. Бурты гаек входят в выточки обеих половин корпуса ползуна. Между концами штоков устанавливаются сферические подушка и упор, обеспечивающие самоцентровку. Необходимый затяг создается клином, который перемещается с помощью двух болтов по плоской стороне сферического упора, вдоль направляющей шпонки. Штоки удерживаются от проворачивания шпонками. Башмак имеет баббитовую заливку. Смазка подается через параллели.
Корпусы крейцкопфов выполняются из стали 40 или стального литья 25ЛК-2, 35Л-61, 25-45-18.
Башмаки без заливки баббитом обычно делают из чугуна СЧ18-36, СЧ21-40, СЧ24-44; в случае заливки баббитом — из стального литья 35-35-1, 35-5015, 15-4020. Заливка производится баббитом Б-16, но иногда применяют и лучший баббит Б-83.
Пальцы крейцкопфа, так же как и пальцы поршней, изготовляются из малоуглеродистой стали, цементируются и закаливаются.
Размеры опорной поверхности крейцкопфа определяют по величине максимального удельного давления
«ЯИх = '^, (404)
270
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
где Ne max находится по формуле (281),
F — опорная площадь ползуна крейцкопфа.
Допускают ктах до 6 кГ/см2. У стационарных машин величина ктах лежит в пределах 3 4 кПсм2.
Крейцкопфный палец рассчитывается аналогично поршневым пальцам.
§ 47. РАМЫ, СТАНИНЫ, КАРТЕРЫ
Для взаимной связи механизма движения компрессора и узлов цилиндров в общую систему служат неподвижные части, составляющие остов машины.
К деталям остова относятся рамы, станины, картеры. Рамами называются детали, в которых укладываются валы, станиной — промежуточная часть вертикального компрессора, соединяющая раму с цилиндрами. У некоторых машин рамы и станины объединяются в одну деталь, в этом случае последняя носит название картера. Картеры применяются главным образом в тех случаях, когда в качестве опорных, коренных применяются подшипники качения.
Эти неподвижные детали компрессора подвержены воздействию внутренних и внешних по отношению к компрессору сил. К внутренним силам относятся главным образом силы давления газов и трения. Силы от давления газов передаются, с одной стороны, от крышек цилиндров, через фланцы и шпильки крепления их к раме (картеру), а с другой — от поршней через, шатунно-кривошипный механизм и подшипники. К внешним силам относятся неуравновешенные силы инерции поступательно движущихся частей машины и силы от реактивного момента. Силы инерции механизма движения сообщаются раме (картеру) в основном через коренные подшипники. Неуравновешенные составляющие этих сил через лапы крепления и анкерные болты передаются на фундамент. Вследствие сложности .форм детали остова изготовляются в большинстве случаев литыми из серого чугуна, а в отдельных специальных случаях — из сплавов алюминия. Находят также применение и сварные конструкции.
Несмотря на значительное многообразие конструктивных форм рам, станин и картеров, они должны соответствовать основным требованиям.
1. Рамы должны быть не только прочными, но и достаточно жесткими, обеспечивающими минимальные деформации плоскостей крепления цилиндров и коренных подшипников вала. Жесткость особенно важна для многорядного компрессора с многоопорным валом. В этом случае незначительное смещение одной из опор при деформации вызывает значительные дополнительные напряжения в коленчатом валу. Жесткость достигается соответствующей формой и толщиной стенок и оребрением наиболее нагруженных элементов.'
2. Во избежание появления изгибающих напряжений наиболее нагруженные элементы должны иметь по возможности прямолинейные очертания, совпадающие с направлением действующих сил.
3. Конструктивные формы должны быть сравнительно простыми, обеспечивающими малую стоимость изготовления, удобство монтажа узлов механизма движения и масляной системы и простоту эксплуатации компрессора.
Остов вертикального компрессора
Остовы вертикальных крейцкопфных компрессоров выполняются сборными, состоящими из трех либо четырех деталей. Это облегчает технологию литья и обработки, а также монтаж и демонтаж машины. В крупных и средних вертикальных компрессорах наибольшее применение получили три варианта конструкций остова, схемы которых показаны на фиг. 173.
Рамы, станины, картеры
271
Вариант 1. Остов состоит из трех элементов. Нижняя часть /, назовем ее условно рамой, представляет собой полую прямоугольную коробку с поперечным оребрением в местах расположения коренных подшипников. Одновременно она выполняет роль маслосборной ванны, причем донная часть может быть плоской либо в виде корыта, как показано пунктиром. Высота ее определяется траекторией наиболее удаленной точки кривошипного механизма от центра вращения и необходимым уровнем масла в ней. Для предотвращения разрушения фундамента маслом, стекающим с наружных стенок станины, и для увеличения жесткости подошвы детали 1 вокруг нее обычно предусматривается внешний обвод в виде желоба. Среднюю часть 2 будем называть станиной. В этом варианте крейцкопфные параллели отлиты заодно со^станиной Ьариант . т
и соединены с ней горизон- варианта
тальными и вертикальными ребрами. Износ рабочих поверх ностей пар аллелей может компенсироваться пригон кой башмаков
крейцкопфа. Длина направляющих проекти-
руется короче хода поршня с расчетом, чтобы на границе хода крейцкопфа был перебег его башмаков по
Фиг. 173. Схемы остова вертикальных компрессоров.
направляющим на 5—10 мм. Это обеспечивает
износ рабочих поверхностей параллелей на протяжении всего хода.
В поперечном сечении параллели проектируются обычно в форме дуги окружности с углом охвата 76 н- 90°. Плоскость разъема деталей 1 и 2 обычно совмещается с плоскостью разъема коренных подшипников. Для предотвращения возможного смещения они взаимно фиксируются кони
ческими либо цилиндрическими штифтами. Установка крейцкопфа со што-
ком возможна только сверху, что вызывает некоторые трудности при демонтаже в эксплуатационных условиях. В боковых стенках детали 2 предусмотрены окна, через которые производятся сборка, разборка и осмотр элементов механизма движения, а также шабровка крейцкопфных параллелей. При работе машины окна закрываются крышками.
Деталь 3 называется фонарем. Он является переходной деталью, с помощью которой присоединяются цилиндры к станине. Незначительными изменениями конфигурации детали 3 может быть обеспечено создание ряда машин на базе использования одной и той же станины. В нижней части фонаря проектируется фланцевый прилив с отверстием для установки пред-сальника, служащего маслоснимателем для штока. Этим устройством предотвращается попадание масла из крейцкопфной полости в основной сальник и в рабочий цилиндр. Для регулировки и осмотра элементов предсальника в фонаре предусматриваются окна. Некоторые заводы не ставят фонарей, упрощая тем самым всю конструкцию и существенно уменьшая высоту машины. Однако такое упрощение не всегда целесообразно. Пирамидальная форма станины обеспечивает устойчивость машины против поперечного опрокидывающего момента от нормальных сил, действующих на параллели крейцкопфа.
Вариант 2. Остов состоит из четырех деталей. Назначение и наименование первых трех деталей аналогично первому варианту. Деталь 4 является съемной параллелью крейцкопфа. Следует отметить, что у компрессоров, имеющих цилиндры двойного действия, нагруженной является только одна параллель, так как при прямом и обратном ходах поршня нормальная составляющая поршневого усилия направлена в одну и ту же
272
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
сторону. Следовательно, крейцкопф будет прижат к одной и той же параллели на всем его пути. Вторая параллель в таком случае оказывается вспомогательной, обеспечивающей только направление. Поэтому она может выполняться облегченной, с углом охвата башмаков, равным примерно 30°, и съемной. У станин двухрядных машин небольшой производительности (до 10 м3/мин) деталь 4 выполняется общей для обоих рядов. При увеличении габаритов станины она изготовляется в виде отдельной детали для каждого ряда, так как большой проем в теле детали 2 вызывает значительное ее ослабление. Устройство съемной крейцкопфной параллели значительно облегчает монтаж и демонтаж крейцкопфа, шатуна и установление необходимых рабочих зазоров между параллелями и поверхностями башмаков крейцкопфа.
Характерным для этого варианта является то, что станины обычно отливаются в виде прямоугольной коробки с образованием ниши в зоне параллелей. Эта полость обычно используется для размещения промежуточных холодильников. Одновременно с этим обеспечивается охлаждение параллелей.
Вариант 3. Рама 1 и станина 2 принципиально аналогичны первому варианту.
Деталь 3 представляет узел фонаря с крейцкопфными параллелями.
Для наблюдения за состоянием элементов крейцкопфа, сборки, регулировки или разборки этого узла, в нижней части стенок детали 3 предусматриваются окна.
Жесткая связь верхней части фонаря с крейцкопфной облегчает условия взаимной центровки механизма движения и цилиндровых блоков. Но вместе с тем такая конструкция детали 3 имеет и отрицательные стороны. Как при сборке машины, так и при разборке ее несколько увеличивается рабочая зона по высоте (для ввода штока и крейцкопфа). Большой консольный вылет крейцкопфной части относительно плоскости крепления вызывает дополнительные напряжения в ней от изгибающего момента.
Блок-картеры и картеры
Блок-картер представляет собой литую деталь, сочетающую в себе кривошипную камеру и цилиндр компрессора. По конструкции цилиндров блок-* картеры можно разделить на две группы.
1. Цилиндры со вставными «мокрыми» втулками (см. фиг. 174, схема А). В такой конструкции получается меньше литейного брака и при повреждении внутренней поверхности цилиндра достаточно сменить только втулку. Сама втулка должна быть изготовлена из более качественного материала, чем весь бЛок-картер. Поршневые усилия от давления газа Р воспринимаются только стенками рубашки цилиндра, которые передаются ей через шпильки, прикрепляющие крышку цилиндра.
2. Цилиндры без втулок отливаются вместе со всем блок-картером (см. фиг. 174, схема Б). Такая конструкция цилиндра обладает большей жесткостью. Внутренняя поверхность цилиндра получается менее качественной. Поршневые усилия от давления газа Р воспринимаются стенками цилиндра и рубашки.
По схеме А выполняются как одноступенчатые компрессоры, так и двухступенчатые с тронковыми поршнями.
По схеме Б выполняются чаще всего небольшие компрессоры вспомогательного назначения, работающие периодически.
Блок-картеры, выполняемые по схеме А, отливаются обычно в виде прямоугольной коробки, что значительно упрощает модели и технологию литья. Особое внимание следует обращать , на усиление жесткости блока
Рамы, станины, картеры
273
в зоне цилиндров вследствие ослабления его отверстиями для запрессовыва-ния втулок. В противном случае при работе компрессоров под нагрузкой или в процессе гидравлических испытаний водяной полости блока может быть искажение формы гнезд для втулки и самой втулки. Такие же явления могут возникнуть в нижнем стыке «мокрой» втулки {узел В) вследствие несоответствия поперечных площадей канавок под уплотнительные кольца. Жесткость обеспечивается оребрением стенок водяной полости с оставлением проходов для воды.
При использовании схемы Б бобышки для шпилек следует размещать у наружных стенок охлаждающей рубашки, а не у стенок цилиндров, во избежание их деформаций при затяжке шпилек.
В блоках многорядных машин расстояние между соседними цилиндрами должно обеспечить необходимый проход вокруг цилиндра для охлаждающей воды.
Картер обычно представляет собой чугунную отливку жесткой конструкции в’ виде полой коробки, форма которой определяется схемой размещения цилиндров и их числом. Нафиг. 121—123можно видеть картеры V- и W-образ? ных компрессоров. В верхней части его предусматриваются отверстия для монтажа цилиндров или цилиндровых блоков. Фланцевые плоскости для крепления их делаются утолщенными и усиливаются ребрами, примыкающими к вертикальным стенкам.
Нижняя часть полости картера используется как масляная ванна.
В торцовых стенках картера имеются окна с фланцами. Эти окна предназначаются для установки подшипников. Внешний контур фланцев усиливается ребрами, примыкающими к внутренним стенкам. Размеры окон делаются с учетом возможности прохода через них вала вместе с противовесами. В боковых стенках картеров и блок-картеров предусматриваются люки для монтажа нижних головок шатунов. Эти люки закрываются крышками. В одной из крышек должно быть отверстие с резьбовой пробкой для залива масла и установки масломера. При принудительной смазке механизма движения в донной части картеров и блок-картеров предусматривается маслоотстойник, в котором помещается фильтр масляного насоса.
18 Захаренко и др. 314
274
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Вследствие прохода газа через уплотнительные кольца поршней возможно повышение давления внутри полости картера или блок-картера,. которое может привести к выбросу масла из него через неплотности. Для устранения такой опасности эти полости сообщаются с атмосферой при помощи так называемых суфлеров (или сапунов). Суфлеры представляют собой прямые или изогнутые трубки с рядом поперечных перегородок. Поток вытекающих газов, проходя через лабиринт, образованный перегородками,, отделяется от капелек масла. Суфлеры обычно устанавливаются в относительно спокойной зоне, в удалении от шестерен привода масляного или водяного насосов.
На фиг. 120—121 помещен разрез углового V-образного компрессора,, картер которого представляет целый литой блок. Конфигурация кривошипной полости выполнена с достаточным раскосом стенок, что придает картеру большую устойчивость от опрокидывающих моментов.
Достаточно сильное оребрение крейцкопфной части и опорных гнезд для подшипников обеспечивает жесткость всей конструкции. Крейцкопфные направляющие представляют собой неполные цилиндрические поверхности с углом охвата 76°. Благодаря применению подшипников качения длина картера получается короткой. Для доступа к деталям механизма движения предусмотрены боковые окна в кривошипной полости и в крейцкопфной части.
Рамы горизонтальных компрессоров
В компрессоростроении применяются два основных типа. Рамы с двумя коренными подшипниками для вала и симметричным распределением действующей силы на ее элементы называются вильчатыми; рамы с одним коренным подшипником и несимметричным распределением действующей силы — байонетными.
К достоинствам байонетных рам можно отнести следующее: при компоновке двухрядных компрессоров вал укладывается только на два коренных подшипника. Поэтому меньше приходится опасаться возможных перекосов вала, возникающих при износе подшипников или вследствие неодинаковой осадки фундамента под рамами, или вследствие неточностей монтажа. При байонетных рамах возможно использование кривошипного вала. Кривошипный вал позволяет применять шатуны с неразъемными головками, являющиеся более надежными. Кроме того, изготовление самого кривошипного вала проще и дешевле коленчатого. Наряду с этим конструкция байонетной рамы обладает и существенным недостатком, заключающимся в том, что -вследствие эксцентричности действия воспринимаемой нагрузки в стенках рамы возникает знакопеременный изгибающий момент. Это обусловливает необходимость значительного усиления рамы путем увеличения размеров. Применение в настоящее время легированных чугунов с повышенными допускаемыми напряжениями на изгиб возмещает до некоторой степени надобность в дополнительном усилении байонетных рам по сравнению с вильчатыми и этим компенсируется основной недостаток.
Симметричное распределение действующей силы на стенки вильчатой рамы обеспечивает этой конструкции большую компактность в сравнении с байонетной (при равенстве силы Ртах).
При компоновке двухрядного компрессора на базе двух вильчатых рам коленчатый вал будет монтироваться на четырех коренных опорах. При износе подшипников, неточности изготовления и сборки рам на фундаменте возможны несоосности подшипников. Вследствие этого возникают перекосы вала, порождающие в нем дополнительные знакопеременные напряжения, способствующие преждевременному разрушению. В силу всего
Фиг. 175. Байонетная рама.
Рамы, станины, картеры
ND
сл
276
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
вышесказанного вильчатые рамы имеют сейчас ограниченное применение и используются главным образом в производстве однорядных машин.
Рама представляет собой монолитную чугунную отливку, состоящую из трех основных частей — фонаря, крейцкопфной части и кривошипной полости с коренными подшипниками. Наиболее распространенные конструкции показаны на фиг. 175 и 176. Средняя (крейцкопфная) часть имеет цилиндрические направляющие (параллели) для крейцкопфа, которые выполняются двусторонними или односторонними (с одной параллелью). Последние применяются в основном для крупных компрессоров. С одной или с обеих сторон нижней параллели предусматриваются продольные каналы (ручьи) для стока масла в кривошипную полость рамы. Для установки крейцкопфа
Фиг. 176. Байонетная и вильчатая рамы, внешнего диаметра средней части ствующих сил будет приближаться к рамы, а дополнительный изгибающий
и монтажа его деталей в средней части предусматриваются боковые овальные окна. Вильчатые рамы имеют два таких окна. Концевая часть рам соединяется с цилиндрами компрессора. Она имеет цилиндрическую форму с усиленным фланцем. Этот элемент рамы называют фонарем, которому придаются различные формы. Наиболее целесообразной является форма, примененная в раме, изображенной на фиг. 176. Необходимо стремиться к тому, чтобы сечение фонаря было симметричным по отношению к направлению действующей силы. Размер цилиндрической части фонаря должен мало отличаться от рамы. В этом случае направление дей-плоскости наибольшей жесткости тела момент будет небольшим. В этой связи
бочкообразная форма фонаря не целесообразна.
Жесткость верхней и нижней частей фонаря должна быть одинаковой, поэтому его’цилиндрическую часть не следует делать прилитой к подошве рамы. Длину ее рекомендуется задавать приблизительно равной (1 3 \
у -^-4-) Rm, где К.ш — радиус окружности для размещения шпилек на фланце фонаря [60].
Некоторые заграничные фирмы применяют отъемные фонари. При такой
конструкции рам возможно применение их для различных машин, имеющих примерно равные поршневые усилия по рядам. Между крейцкопфной частью рамы и фонарем обычно конструируется перегородка, к которой прикрепляется маслосниматель. Маслосниматель выполняется по типу сальников
с плоскими разрезными металлическими кольцами.
Высоту рамы, т. е. расстояние от оси крейцкопфной расточки до опорной поверхности, выбирают исходя из условия достаточной жесткости сечения рамы под коренным подшипником. По статистическим данным эта высота
Н яа (1,15 ч- 2) dp,
где dp — диаметр расточки в опоре под подшипник. Больший размер чаще задают для вильчатых рам.
Для увеличения прочности и жесткости рам делается оребрение кривошипной полости, крейцкопфной части и подошвы. Упрочнение рамы, осу
Рамы, станины, картеры
277
ществляемое увеличением толщины стенок отдельных элементов, нецелесообразно.
При проектировании рам должны быть учтены возможности присоединения масляных насосов, залива и спуска масла.
На фиг. 129, 130 показаны компрессоры со встречным движением поршней (оппозитное расположение цилиндров). Рамы компрессоров, выполненных по такой схеме, отличаются значительной простотой конструкции и легкостью, которые достигаются за счет лучшей динамической уравновешенности механизмов движения.
Кривошипная камера рамы обычно представляет собой литую прямоугольную коробку с оребрением в зоне расположения опорных гнезд и у стенок, примыкающих к крейцкопфным частям рамы. Оребрение придает жесткость этому элементу рамы. Крейцкопфные полости и фонарь выполняются иногда заодно с кривошипной камерой, и тогда рама представляет собой монолитную отливку.
Некоторые заводы изготовляют эти части в виде съемных узлов. Такая конструкция рамы обеспечивает удобство монтажа машины и простоту литейных моделей.
Материалы для изготовления корпусных деталей
Отливки рам, станин, картеров, крышек коренных подшипников производятся из серого чугуна СЧ18-36, СЧ21-40. Для облегчения веса целесообразно отливать их из модифицированного, а также легированного чугунов, обеспечивающих однородную структуру отливки и возможность отливать тонкие стенки. Детали менее ответственные, например крышки люков крейцкопфной части, фонаря, торцовые крышки станин и т. д., отливаются из менее качественного чугуна, например СЧ 15-32.
Рамы, картеры, станины компрессоров специального назначения, а также для транспортных машин иногда отливаются из алюминиевых сплавов марки АЛ4 или АЛ5.
Для уменьшения веса в последнее время некоторые компрессорные заводы стали применять сварные конструкции картеров и блок-картеров из листовой стали. При проектировании литых рам следует особое внимание обращать на соотношение геометрических форм отдельных элементов. При работе под действием переменных нагрузок прочность деталей в значительной степени зависит от их формы и от состояния их поверхностей. Особое внимание должно уделяться равномерному распределению металла по элементам рамы. Недопустимо скопление металла в отдельных узловых частях, например при сопряжении ребер с фланцами, в утолщении самого фланца, в приливах и т. п. Усиление жесткости конструкций целесообразнее осуществлять оребрением, а не увеличением толщины стенок. В блок-картер-ных конструкциях средняя толщина стенок задается примерно равной 10— 14 мм, в рамах 20—25 мм. Литые детали обязательно подвергаются естественному или искусственному старению.
При изготовлении надо обращать внимание на качество очистки чугунного литья. Для очистки рам, станин картеров рекомендуется обивка их чугунной дробью. После гидроиспытаний внутренние водяные полости корпусов должны быть покрыты свинцовым суриком, масляные полости окрашены, например, нитроэмалью 524а.
Поверочный расчет
Точный расчет на прочность рам (картеров) практически невозможен. Это объясняется сложностью распределения действующих сил в различных частях и сечениях корпусов.
278 Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Основным источником усилий являются силы от давления газов на поршень и крышки цилиндров компрессора. Вместе с тем, напряжения, возникающие от этой периодически действующей нагрузки, могут значительно увеличиваться вследствие вызываемых ими упругих колебаний (вибрации).
Получающиеся максимальные напряжения в неблагоприятных случаях могут значительно превышать напряжения от статического действия той же нагрузки и являться причиной поломок. Некоторые элементы нагружаются значительными усилиями не только в рабочих условиях, но и в процессе монтажа. Эти усилия появляются либо при затяжке шпилек и болтов, либо при запрессовке втулок. В некоторых случаях дополнительные напряжения могут появляться в результате механической обработки и неполного искусственного старения. Неравномерное нагревание отдельных элементов также порождает дополнительные напряжения.
В детали такой сложной формы, как рама, определение размеров сечений, воспринимающих данную нагрузку, также затруднительно. Все это приводит к необходимости применения упрощенных схем расчета на прочность, которые позволяют вычислять лишь приближенные величины напряжений. Значительная часть размеров определяется конструктивно с последующей проверкой.
Как указывалось выше, не всегда удается соблюсти условия равенства поршневых сил по рядам. При значительном расхождении максимальных поршневых сил по рядам необходимо производить проверочный расчет рамы по силам для каждого ряда.
Расчету подвергаются сечения, показанные на фиг. 175 (сечения /—/, //—//, III—III, IV—IV и V—V). Кроме того, следует произвести проверку подошвы на удельное давление на фундамент, а также прочность крышек и шпилек подшипников.
Сечение /—/ фонаря подвергается знакопеременной нагрузке от максимальной поршневой силы и переменного по. знаку изгибающего момента, вызванного этой силой. Действие изгибающего момента обусловлено несимметричностью сечения /—I относительно линии приложения равнодействующей силы. Это смещение определяется величиной Ль соответствующей расстоянию от оси крейцкопфной расточки до центра тяжести сечения /—/.
Суммарные напряжения в крайних волокнах от растягивающей и сжимающей сил можно выразить в следующем виде:
amax = ± ± ’ (405)
min Г1
где Pnmax— максимальная поршневая растягивающая или сжимающая сила, взятая из диаграммы поршневых сил ряда;
У7! — площадь стенок фонаря в сечении /—I (можно определить планиметрированием);
hr — расстояние от оси крейцкопфной расточки до центра тяжести сечения /—/;
— момент сопротивления, соответствующий сечению /—/;
атах — напряжения, соответствующие растягивающей и сжимающей min силам.
Амплитуда нормальных напряжений цикла аа определяется как полуразность наибольшего и наименьшего напряжений; среднее напряжение от1 — как полусумма этих напряжений. Следовательно, составляющие циклического напряжения будут [61]
<та = ; (406)
0т1= ^ax+^min . (4()7)
Рамы, станины, картеры
279
Здесь следует иметь в виду, что crmin берется со знаком минус.
Тогда условия прочности можно приближенно записать в виде
= omi + k^a < [арас]; а2 = aml + k2ea < [аСЛС]. (408)
Здесь арас и асж — допускаемые напряжения при растяжении и сжатии для отливок из чугуна данной марки;
kt и k<t — коэффициенты перегрузки, обусловленные влиянием цикличности нагружения, формой сопряжений отдельных элементов рамы и ее масштабного фактора.
Вследствие отсутствия рекомендаций для конкретных форм деталей и их размеров, величины kr и А2 можно вычислять для практических расчетов по зависимости
k, = = , (409)
где (Ув(рас) й (Ув(сж) — пределы прочности при растяжении и сжатии; o'—j — предел выносливости.
Для чугуна а_! % 0,4ав [54].
Напряжения ах и а2 должны быть такими, чтобы был обеспечен запас прочности и, т. е.
I °в(рас) . г~ 1 ав(сж)
1<Г1 J < ~ < П
Величины запасов прочности точно могут быть определены только по данным натурных испытаний. Точных экспериментальных данных по величинам п для рассматриваемых деталей нет. Для обычного уровня технологии производства с учетом пониженной однородности литья и переменности напряжений можно принять приближенно п = 2 н- 3, а для весьма неоднородного хрупкого литья п = 4 4- 6 [62].
Если окажется, что поршневые усилия в ряду при «ходе к валу» и при «ходе от вала» отличаются небольшой величиной, то допустимо предположение, что цикл нагружения рамы симметричный, и условия прочности могут быть записаны так:
Сечение II—II проверяется на прочность также от действия переменной нагрузки Рп тах и изгибающего момента, обусловленного этой силой. Кроме того, учитывается изгиб от реактивного момента Mt. Последний определяется по максимальному тангенциальному усилию Ptma на колене вала.
Напряжения по сечению можно определить по формуле _ _ _|_ Рп max _i_ Рп mixhj
Ри - W'n •
Здесь 1ГП — момент сопротивления, соответствующий сечению II—IP, Fa — площадь сечения стенок в плоскости II—IP, h2 — расстояние от оси крейцкопфной расточки до центра тяжести сечения II—II.
Амплитуда напряжений определяется уравнением (406).
Постоянная часть напряжений ат складывается из двух компонентов
280
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
где
_ __ frfnax + min
— 2
a
a ?t max^
«m2 — X “ X Wu
(4Ю)
Величина Pt max берется из диаграммы тангенциальных усилий, R — радиус колена вала.
Дальнейший ход проверки прочности аналогичен рассмотрению прочности сечения /—/.
Сечение ///—/// является опасным вследствие значительного его ослабления кривошипной полостью, окнами для подшипников и увеличения
Фиг. 177. К расчету прочности рамы по сечению IV—IV: а— схема расчетного узла рамы; б— схема площади в сечении IV—IV.
изгибающего момента (от смещения центра тяжести сечения).
Можно предполагать, что стенки рамы в этом сечении подвергаются воздействию циклической растягивающей силы /?тах и изгибающего момента, обусловленного эксцентричностью приложения силы /?тах относительно центра тяжести сечения. При расчете байонетных рам за #тах принимают максимальную горизонтальную силу давления на подшипник.
Условия обеспечения-прочности и последовательность проверки ее такие же, как и для сечения /—/. Следует иметь в виду, что величины W, F и h здесь должны соответствовать сечению, расположенному в непосредственной близости от среднего ребра, предполагая, что разрыв будет происходить по плоскости, проходящей мимо него.
Сечение IV—IV является наклонным и сложным. Так как
трудно определить направление плоскости, в которой будут наибольшие напряжения, то следует произвести проверку прочности этого узла не менее чем в двух сечениях. Угол наклона секущих плоскостей выбирается ориентировочно в зависимости от конструктивных элементов рамы (наиболее вероятно а = 15 4- 30°).
Ввиду сложности сопрягаемых элементов и отсутствия экспериментальных данных о характере распределения действительных напряжений, расчет ведут по упрощенной схеме. Предполагается, что это сечение нагружается постоянно действующей силой давления на подшипник /?тах, приложенной в горизонтальной плоскости, проходящей через центр вала (фиг. 177). Если в точке К (центр тяжести сечения) приложить две равные по величине и противоположно направленные силы /?тах, то в сечении будут возникать напряжения от изгибающего момента, обусловленного эксцентричностью действия силы /?тах относительно центра тяжести условного сечения. Разложив /?тах
Рамы, станины, картеры
281
на нормальную составляющую и касательную RT, можно допустить, что в сечении IV—IV будут дополнительно возникать напряжения растяжения и скалывания.
В соответствии с указанным, напряжения изгиба
аи = , (4П)
где а — расстояние между точкой К и осью вала;
i
i = "----расстояние от наиболее удаленного волокна (вероятно,
21^ а
верхний срез сечения IV—IV в точке О) до линии центра тяжести сечения — ось х—х;
— суммарный момент инерции сечения IV—IV относительно оси х—х (фиг. 177, б);
Fn — площадь рассматриваемого прямоугольника в упрощенной схеме сечения с расстоянием от центра тяжести его до линии верхнего среза сечения in.
Напряжения растяжения и касательные напряжения будут
О' _ Ftnax Sin а . __ Rmax COS (X (412)
Р FjV ’ FlV * ' '
Fiv — площадь сечения IV—IV.
. Пользуясь первой теорией прочности (хрупкий материал), следует обеспечить условие
= 4а + 4^ст2 + 4т2<1стЬоп, (413)
где а = <гр +
Для чугуна адоп < ———, где /1 = 44-6 — запас прочности.
Сечен и-е V—V. Из-за несимметричности формы стенок в сечении и невозможности установления характера напряжений по отдельным элементам возникают затруднения .в выборе схемы расчета. Существующий способ определения напряжений в этом сечении основан на значительных допущениях и может рассматриваться как грубое приближение к оценке напряженного состояния. Поэтому его не приводим. Для ориентировочных расчетов рекомендуем работы [39], [65].
Фланец узла С относится к весьма напряженным элементам рамы. Он может рассматриваться как разновидность фланцевого соединения. Расчет прочности фланцевых соединений является достаточно сложной задачей, не нашедшей окончательного решения. Тем более она усложняется для чугунных литых деталей, где трудно учесть влияние масштабного фактора, местных напряжений, закономерностей распределения напряжений по отдельным частям и т. д.
Все методы расчета основаны на раздельном рассмотрении деформации фланца и цилиндрической части и различаются в основном принятыми исходными допущениями.
Для практических расчетов прочности фланцевых узлов можно рекомендовать приближенный способ, составленный и проверенный экспериментально в Ленинградском политехническом институте.
Основные размеры крышек подшипников определяют из размеров шейки коленчатого или кривошипного вала; остальные размеры — из конструктивных соображений. За расчетную силу принимают максимальную
282
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
величину вертикальной составляющей — реакции, действующей на один подшипник.
Схема расчета крышки на прочность зависит от ее конструкции. При кольцевой форме крышки (фиг. 176) целесообразно вести расчет так же, как в случае отъемной головки шатуна [40]. Если крышка выполняется по типу фиг. 178, то она рассматривается как свободно лежащая балка на двух опорах и нагруженная равномерно распределенной силой Qn. Проверке на прочность подвергаются сечения А—А и Б—Б. Изгибающий момент в сечении А—А и напряжения растяжения в наружных волокнах будут
= (414)
Фиг. 178. К расчету прочности крышки подшипника.
где е — расстояние от наиболее удаленного волокна сечения до центра тяжести;
Jx — момент инерции крышки в сечении А—А. Если в сечении А—А крышка имеет ребро, то величина <7хопре-деляется по сечению в непосредственной близости от ребра.
Допускаемые напряжения при растяжении можно принять
атах < п ,
где и = 4—6.
Проверка прочности крышки в сечении Б—Б производится следующим образом. Схематизируя метод определения напряжения, допустим, что наиболее опасным сечением будет плоскость Б—Б под углом а 10—20° к вертикали. В этой плоскости будут возникать напряжения растяжения и касательные напряжения
_ Qn sin а . Qn cos а 2FB ’ 2FB
Кроме того, будут напряжения от изгибающего момента, обусловленного « Qn
эксцентричностью действия силы —относительно центра тяжести сече-
ния Б—Б
• — ^е'
2 Jx 9
(416)
где FB — площадь сечения стенок крышки в плоскости Б—Б\
е' — расстояние от наиболее удаленного волокна до центра тяжести сечения Б—5;
Jx — момент инерции сечения Б—Б.
Цилиндры и их крышки
283
Условие прочности может быть записано следующим образом:
а1 = та + -г^аа + 4т2<[а^]’ (417)
где а = ар + ои.
Допускаемые напряжения для чугуна ориентировочно берутся в пределах 200 4- 300 кГ/см2.
Шпильки подшипника рассчитываются на растяжение.
Напряжение растяжения в шпильках, принимая величину предварительной затяжки % 1,25 -н 2,0,
Р ?иЛш
(418)
где и — число шпилек (или болтов) и площадь сечения одной шпильки (или болта) по внутреннему диаметру резьбы.
Величина допускаемых напряжений адоп = , где п 6 ч- 8 — запас
прочности для болтов.
Удельное давление на подошву рамы
Можно считать, что на подошву рамы действует статическая нагрузка G, включающая в себя вес самой рамы, часть веса вала с маховиком,
вес шатуна, крейцкопфа, половину реактивный момент Мю вызывающий нажим на переднюю часть подошвы {под крейцкопфом) и отрыв от фундамента другой ее части (под кривошипной полостью). Следовательно, давление на подошву распределяется неравномерно. Суммарное удельное давление на переднюю часть подошвы рамы наибольшее и равно
Яп = 4" Янги
где q0 — удельное давление от статической нагрузки;
Ямп — удельное давление на переднюю часть подошвы, обусловленное действием максимального реактивного момента Мк (фиг. 179).
веса штока. Кроме того, действует
Фиг. 179. Схема распределения давлений на подошву рамы.
Предполагают, что нагрузка на подошву рамы от момента будет распре-
деляться по закону треугольника относительно ее центра тяжести, как указано на фиг. 179. Допускаемое суммарное удельное давление qn берется в пределах 3 -ь 4 кПсм2.
§ 48. ЦИЛИНДРЫ И ИХ КРЫШКИ
Конструктивные формы цилиндров весьма многообразны. Конструкция цилиндра определяется в основном схемой компрессора, компоновкой его рядов, величиной максимального избыточного давления, родом сжимаемого таза и устройством охлаждения. Цилиндры и крышки всех компрессоров для давлений до 50 ати выполняются обычно путем отливки из чугуна СЧ18-36, СЧ21-40. При небольших диаметрах цилиндров (40 -ь 80 лсм)
284
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
допускают их изготовление литьем из чугуна СЧ28-48 для давлений соответственно 200—100 ати. Цилиндры и крышки больших размеров, работающие под давлением 50-^-150 ати, обычно выполняются из стального литья; для давлений, превышающих 150 ати, — из конструкционной стали 35 и качественных легированных сталей 35Х, ЗОХМА.
Фиг. 180. Чугунный двухстенный цилиндр горизонтального компрессора.
Чугунные цилиндры могут выполняться в виде отдельной отливки (одиночный цилиндр) либо в форме блока с несколькими цилиндрами. Последний вариант применяется для вертикальных, V- и W-образных компрессоров с целью уменьшения продольных габаритов. Кроме того, отливка в виде блока удешевляет технологию обработки рабочих поверхностей, увеличивает жесткость всей машины. Однако при блочных отливках бывает больший процент брака при литье.
По конструктивному устройству цилиндры обычно бывают одностенными, двух- и трехстенными. Наибольшее применение находят одностенные и двухстенные (фиг. 180, 181), так как такие отливки получаются сравнительно
Цилиндры и их крышки
оо сл
286
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
простыми. В трехстенном цилиндре удается расположить газовые и водя» ные полости между стенками так, что обеспечивается интенсивное охлажде-
ние клапанных коробок (фиг. 182). Внутренняя стенка обычно является поверхностью скольжения поршня (зеркало цилиндра), наружная — кожухом для водяной полости. В промежутке между стенками предусматривают
иногда газоперепускные каналы, соединяющие клапанные коробки, как
Вход масла
Крышка цилиндра
Полость для сальника
Фиг. 182. Чугунный трехстенный цилиндр (с крышкой) V-образного компрессора.
на фиг. 182. Стальные отливки цилиндров выполняют по возможности простыми с применением разъемных кожухов для рубашки водяного охлаждения (заварка раковин).
На фиг. 183 показан цилиндр пятой ступени воздушного компрессора, изготовленный из поковки. Кожух водяной рубашки здесь выполнен сварным. Для усиления охлаждения концов цилиндра в них просверлены отверстия, через которые также пропускается вода.
Цилиндры с водяным охлаждением должны иметь патрубки или штуцеры для подвода и отвода воды. Во избежание накапливания воздушных пузырей в водяной полости подвод воды преду-
сматривают в нижней части цилиндра, а отвод — в верхней. При последовательном
охлаждении группы цилиндров вертикальных, V- и W-образных компрессоров вход воды осуществляют в нижнем цилиндре, а перепуск воды в последующие цилиндры —через специальные ниппели (фиг. 112—113) или через коленообразные патрубки (фиг. 114—115). Проходные сечения штуцеров, патрубков, ниппелей определяются по средней скорости воды, принимаемой 1—1,5 м!сек. Расход воды для охлаждения цилиндра может быть ориентировочно определен по формуле о 860#/
л = --д, ‘Похл л/час,
где N[ — индикаторная мощность, квт\
At — разность температур воды на выходе и на входе в цилиндр. Приближенно At = 1 ч- 3° при схеме последовательного охлаждения и 3 ч- 8° при параллельной схеме охлаждения. Температура воды, выходящей из цилиндра, охлаждаемого морской водой, не должна быть выше 45° С во избежание выделения солей;
т)0ХЛ — коэффициент относительной теплоотдачи в охлаждающую воду; ориентировочно его можно принимать: для первой и второй ступеней крупных тихоходных компрессоров г)охл = 0,18 ч- 0,13; для третьей и четвертой ступеней х\0ХЛ = 0,12 ч- 0,08; для пятой и шестой ступеней т]охл = 0,06 ч- 0,04.
Для предохранения стенок цилиндра, омываемых морской водой, от электрохимической коррозии применяются цинковые протекторы. Они монтируются в полости охлаждающей рубашки в виде пластин или стержней (фиг. 114—115). Рабочая поверхность Fnpm протектора определяется в зависимости от суммы поверхностей, омываемых водой, £F0 и «радиуса» действия
Цилиндры и их крышки
287
протектора. Величина поверхности протектора ориентировочно может быть найдена по формуле
Fnpm ~ пртУ\прт М > где Rnpm 1,0 •+- 1,5 м — радиус действия протектора;
Лпет = ---опытный коэффициент, значение которого для
цилиндров может быть принято (2,0 н- 2,5)10-3. В цилиндрах судовых компрессоров иногда предусматриваются мембранные предохранители, устанавливаемые в стенке рубашки, для обеспечения безопасности работы компрессора при внезапном повышении давления воды.
Фиг. 183. Стальной кованый цилиндр пятой ступени.
В передвижных компрессорах с воздушным охлаждением цилиндры выполняются одностенными. Для повышения интенсивности теплоотдачи наружные поверхности цилиндров и крышек отливаются с ребрами, подобно конструкции, приведенной на фиг. 184.
Наиболее эффективной формой сечений ребер является параболическая, но ввиду сложности изготовления ее применяют в основном трапециевидную. В настоящее время еще нет удовлетворительного метода расчета воздушного охлаждения цилиндров. Поэтому обычно пользуются данными по существующим аналогичным образцам либо рассчитывают поверхность ребер приближенно [66].
На фиг. 184 приведены основные данные по размещению ребер и их профилей, применяемые в производстве.
Смазку рабочей поверхности цилиндров (с прйнудительной подачей масла) осуществляют через штуцеры, ввинчиваемые в стенку цилиндра (втулки). Число и расположение их зависят от величины поверхности трения и типа поршня. В цилиндрах двойного действия с подвешенным поршнем штуцеры располагают в верхней части симметрично относительно среднего положения поршня; у цилиндров одностороннего действия — симметрично
288
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
Фиг. 184. Чугунный цилиндр и крышка компрессора с воздушным охлаждением.
относительно среднего положения первого поршневого кольца. При скользящем поршне штуцеры, подводящие смазку, располагают в верхней части цилиндра и снизу в пределах несущей поверхности поршня. В целях сохранения равнопрочности стенок цилиндра целесообразно размещать штуцеры в различных меридиональных и поперечных плоскостях.
В цилиндрах вертикальных и V-образных компрессоров штуцеры устанавливаются обычно в верхней части, в зоне остановки второго поршневого кольца (в двух-трех точках по окружностям на равных расстояниях). Конструкции штуцеров могут быть различными. Нафиг. 112, 121 показаны наиболее распространенные из них.
Размещение всасывающих и нагнетательных клапанов производится по двум основным вариантам — в крышках цилиндров и в теле самого цилиндра. Размещение клапанов в крышках (фиг. 181, 182, 184 и 185) значительно упрощает конфигурацию цилидров, что вызывает уменьшение местных напряжений в стенках. Кроме того, при таком размещении клапанов величина мертвого пространства цилиндров получается меньшей. Однако применение такого размещения клапанов возможно только в концевых цилиндрах.
В промежуточных цилиндрах многоступенчатых компрес
соров средней и большой производительности применим только второй вариант размещения. В зоне конечных положений поршня предусматриваются гнезда (клапанные коробки), оси которых могут быть радиально расположенными (фиг. 180 — 181), наклонными по отношению к оси цилиндра (фиг. 114—115) или параллельными ей. В последнем случае гнезда обычно находятся в торцовых частях цилиндра. Этот вариант обеспечивает размещение достаточного количества клапанов, но значительно усложняет отливку.
В ряде конструкций концевых цилиндров вертикальных компрессоров клапаны размещаются по второму варианту, но это обусловливается недостаточностью места в крышках.
Для ступеней высокого (а иногда и среднего) давления уплотнение контактных поверхностей клапана с гнездом достигается постановкой между ними медных или алюминиевых прокладок, сжимаемых с помощью болтов.
Крышки цилиндров, а также клапанные крышки уплотняются такими же кольцами. В ступенях низкого давления применяют паронит, фибру, медноасбестовые прокладки, а в ступенях высокого давления применяют кольца из отожженной красной меди или отожженного листового алюминия.
Для обеспечения плотности стыкуемых поверхностей минимальные удельные давления на прокладку равны [12] для медных колец.............................. 700 -г-800 кГ/см2
для алюминиевых...................... 850 ч-900 кГ/см2
Для ступеней высокого давления уплотнение достигается шлифовкой и притиркой сопрягаемых поверхностей. Конструкции крышек цилиндров зависят от количества размещаемых клапанов и их устрой
Цилиндры и их крышки
289
ства. В цилиндрах с водяным охлаждением предусматривается такое же охлаждение и крышек (фиг. 185).
Для того чтобы цилиндры имели минимальный износ в эксплуатации, основная структура отливки должна представлять перлит с равномерно распределенным графитом. Свободные выделения феррита и цементита должны
Фиг. 185. Блок цилиндров с «мокрыми» втулками и охлаждаемой крышкой.
быть минимальными. Но отливать цилиндры целиком из перлитного чугуна не всегда представляется возможным. Поэтому их выполняют иногда со сменными втулками «сухого» типа (фиг. 115—117), отлитыми из модифицированного чугуна МСЧ32-52 или СЧ18-36, СЧ21-40; это дает возможность снизить требования к отливке самих цилиндров. Ввиду того, что в условиях эксплуатации компрессоров замена изношенных втулок сопряжена с большими трудностями, то использование их ограничивается обычно цилиндрами малого диаметра. В чугунных цилиндрах больших размеров (для воздушных компрессоров) сменные «сухие» втулки применяются сравнительно редко.
Стальные цилиндры, литые или кованые, снабжаются чугунными втулками.
Для облегчения запрессовки наружную поверхность втулок обрабатывают уступами с разностью диаметров 1—2 мм. Длину уступов делают различной, с тем чтобы не было одновременной запрессовки их. Посадку выбирают обычно легкопрессовую или напряженную, причем натяг рекомендуется задавать с последовательным уменьшением по уступам, согласуй его с действительными размерами отверстия цилиндра. Упорный бурт втулок цилиндров одностороннего действия целесообразно располагать на стороне клапанной головки. Рабочую поверхность втулки или цилиндра делают с коническими сбегами на концах, с тем чтобы первое и последнее поршневые кольца перебегали кромку втулки на 1—2 мм. Это обеспечивает удобство введения поршневых колец и предотвращает образование уступов в результате износа.
В ряде конструкций компрессоров цилиндры выполняются со сменными чугунными втулками «мокрого» типа (втулки, омываемые снаружи охлаждаю-
19 Захаренко и др. 314
290
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
щей водой). Особенно широкое применение они находят в блок-картерных конструкциях компрессоров на ступенях с давлением нагнетания до 10 апги и диаметром цилиндров до 350—500 мм.
Для повышения износостойкости иногда применяют пористое хромирование зеркала втулок с нанесением слоя хрома 0,05 + 0,08 мм.
В качестве примера на фиг. 185 показан цилиндровый блок с втулками «мокрого» типа. Применение последних снижает брак литья, упрощает конструкцию цилиндров и улучшает условия охлаждения.
Наряду с отмеченными достоинствами «мокрых» втулок следует иметь в виду, что при повышенной скорости охлаждающей воды, особенно морской, их омываемая поверхность подвергается интенсивному «язвенному» разрушению. Поэтому при конструировании блок-картеров с «мокрыми» втулками' надлежит избегать стеснения проходных сечений для охлаждающей воды. При использовании морской воды в целях борьбы с общей коррозией чугуна (втулок, картера) применяются специальные цинковые вставки, называемые протекторами.
Для придания жесткости и облегчения запрессовки втулка имеет два направляющих уступа. Уплотнение водяной полости в местах сопряжений цилиндра и втулки осуществляется двумя-тремя резиновыми кольцами, вкладываемыми в .канавки на уступах. Форма протачиваемых канавок и рекомендуемые размеры колец приведены на фиг. 185. Несоблюдение размеров, указанных на фигуре, часто приводит к нарушению герметичности. Иногда уплотнение этого узла производят зачеканкой медного кольца в торцовую часть втулки и стенки цилиндра.
Уплотнение конца втулки, обращенного к крышке цилиндра, осуществляют обычно по торцовой поверхности упорного бурта притиркой его к гнезду цилиндра или смазкой цинковыми белилами.
Герметичность сопряжения крышки цилиндра и торца втулки обеспечивается прокладкой (фиг. 185) или с помощью медного кольца.
Под действием внутренних сил в цилиндрах компрессора возникают периодические упругие деформации. При наличии в ряду нескольких цилиндров эти деформации достигают величины 1 -н 1,5 мм. Кроме того, в процессе работы в компрессоре (особенно в больших горизонтальных) возникают тепловые деформации. Для обеспечения свободы этих деформаций в горизонтальных компрессорах применяют подвижные опоры цилиндров скользящего или качающегося типа. Скользящая опора представляет собой хорошо обработанную лапу, с помощью которой цилиндр опирается на чугунную плиту, заделанную в фундамент. Для уменьшения сил трения в лапе предусматривают канавки, в которые набивается смазка. В качающейся конструкции опоры, изображенной на фиг. 180, лапа цилиндра опирается на торцы пластин (сухари), стоящие на плите. Торцы сухарей обработаны по радиусам. Поэтому при движении цилиндра они могут принимать несколько наклонное положение и этим обеспечивается свобода его перемещения. Смазку к опоре подают через отверстие в лапе цилиндра.
Определение толщины стенок s литого чугунного цилиндра не поддается точному расчету. На ряде заводов пользуются эмпирическими зависимостями, полученными опытным путем, но гарантирующими достаточную прочность и.жесткость цилиндра. Для цилиндров, отлитых из чугуна,
ВцРц2 z ч
S > ----1- С1 (см),
^Орас
где сх =: 0,5 см — запас толщины при рц2 = 8 ати и сх як 0,8 см при 60 > Рц2 > 8 ати-, арас — допускаемое напряжение при растяжении.
292
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
газа и натяга при запрессовке втулки в цилиндр. По величине рк и принятым размерам втулки и цилиндра находятся напряжения в стенках.
Для чугунных цилиндров с чугунными втулками величина [12]
^дщах
—™?£1(1_р) + ;> р (1-Кч)
(425)
и — внутренний и наружный /?3 — радиус наружной стенки б^тах — действительные величины min
где Ег = (1,0 1,3) 10® кГ/см1 — модуль упругости чугуна при растя-
жении;
«А.к - А.
радиусы втулки;
цилиндра;
натягов с учетом снятия гребеш-"min
ков на сопрягаемых поверхностях в процессе запрессовки втулки в цилиндр. Для точеных поверхностей bdmax^^
ДЛЯ шлифованных 6amax =^Smax — (Ю 20 МК). min min
Здесь Smax — максимальный и минимальный натяги, соответствующие min
выбранной посадке (берутся по» таблицам допусков).
Расчет рк по уравнению (425) производят для максимального и минимального S^min натягов. По вычисленным величинам находятся приведенные напряжения.
На внутренней поверхности втулки
_ Р^(0,7р + 1,3) —2Рл: °п. в— 1 _ р
На внешней поверхности втулки
_2рЧ8₽-Ы1>3₽ + 0,7) °п.н~ 1 _ р
На внутренней поверхности цилиндра
_Рк(0,7Кч + 1,3) ап. ч — 1 — Кц
(426)
(427)
(428)
Приведенные напряжения, вычисленные по уравнениям (426), (427), (428), не должны превосходить допускаемые где ад . Здесь ав — предел прочности при растяжении и п — запас прочности: для чугуна л 3 -ь 4, для стали и = 2 н- 3.
При запрессовке чугунной втулки в стальной цилиндр
“!2.£,(1_р)+2рч,р
и щ — коэффициенты Пуассона для материала втулки и цилиндра;
где £2— модуль упругости для материала цилиндра.
Здесь Hi
(429)
£х jn = ,
£2
Цилиндры и их крышки
291
Для немодифицированнрго чугуна ирас — 150—180 кГ/см2ъ для модифицированного орас — 200—280 кГ/см2.
Толщину стенок рубашки принимают s' = 0,8s, толщину фланцев s" = 1,4s с последующей проверкой прочности (см. § 47). Толщина стенки вставной «мокрой» втулки с буртом, прижатым затяжкой шпилек, ориентировочно может быть определена [54] для крейцкопфных компрессоров
„ врас+0,7Рцг . „ , _ .....
2 [V 1]+0,15сл. (419)
Здесь арас s , где п = 4 4- 5 — запас прочности.
Учитывая сравнительно небольшую разность температур стенки цилиндра (или втулки), в поршневых компрессорах температурными напряжениями пренебрегают.
Удлиненные «мокрые» втулки цилиндров компрессоров с тронковыми поршнями проверяют дополнительно на изгиб от нормальной силы Nmia, действующей на стенку со стороны поршня. Предполагается, что сила Nm!a сосредоточена в центре пальца
а < м = ю Nmaxl ('L~l')D4 (420)
где L — расстояние между центрами опорных уступов втулки (фиг. 185);
I — расстояние между центрами верхнего уступа втулки и пальца поршня в положении, соответствующем Afmax;
£)„! — наружный диаметр втулки. Величина сты не должна превосходить 200—300 кГ'/см2.
Приведенные напряжения в одностенных цилиндрах, работающих под внутренним избыточным давлением рц2, по энергетической теории прочности [54], будут
= /0,5 [(ах - ау)2 + (о, - врас)* + (арас - аж)2], (421)
где — напряжения растяжения на внутренней поверхности стенки,
а — р . (422)
— Рц2 р2 р2 » кц\ ~кц
радиальные напряжения сжатия ау = — рц2 (423)
орас — осевые напряжения от давления рц2 на крышку цилиндра, которые определяются уравнением
R2 рас ~ Рц2 ”г>2 • (424)
Величины и 7?цХ соответствуют внутреннему и наружному радиусам цилиндра.
Величина ап должна быть не больше вд— допустимого напряжения. При давлениях рц2> 60 ати цилиндры выполняются обычно со вставными втулками.
Толщина стенки втулок «сухого» типа принимается обычно 8—10 мм для средних диаметров и 16—25 мм для больших. Для цилиндров высокого давления она может быть равной. 30—40 мщ.
Для определения прочности двухстенного цилиндра (с втулкой) определяют сначала контактное давление рк на поверхностях сопряжения втулки с цилиндром. Величина рк обусловливается’ действием внутреннего давления 19*
Цилиндры и их крышки
293
По величине рк вычисляют ап в, оп н и оп „, пользуясь уравнениями (426), (427) и (428).
Болты или шпильки, прикрепляющие крышку к цилиндру, и крышки клапанных коробок рассчитываются по усилию
Q6 = 0,785Р?ррц2, (430)
где Dcp — средний диаметр уплотняемого контура.
Напряжения в болтах вычисляются по уравнению (418). Для изготовления болтов или шпилек употребляются стали марок 35, 38ХА и др.
Крышки цилиндров, аналогичные фиг. 182, 184 и 185, практически не под» даются расчету на прочность. Размеры их определяются конструктивно, по аналогии с ранее выполненными образцами, с учетом габаритов размещаемых клапанов и их числа. Проверка прочности двухстенных крышек (без клапанов) с ребрами между стенками производится аналогично оребренному днищу поршня 154]. Для проверки условных величин напряжений можно пользоваться методикой расчета крышек двигателей [40].
Крышки цилиндров и клапанных коробок, представленные на фиг. 183 и им подобные, можно приближенно считать как круглую плиту, лежащую на кольцевой опоре с диаметром, равным диаметру окружности размещения болтов £>5, и нагруженную по площади круга среднего диаметра Dcp (уплотнительного контура) равномерной нагрузкой интенсивностью рч2 и погонной нагрузкой пр Dcp от опорных реакций.
Толщина крышки по среднему уплотнительному контуру Dcp будет
= /Жсм- <43|)
где
Qg = ^tuf шРд
гш — число шпилек; fm — площадь сечения шпильки;
А = \ — В2 — 4 In В.
DCp
Здесь В = и ад — допускаемое напряжение в материале крышки, кПсм2.
Толщина крышки в центре будет
(432)
где ф = D~^d — коэффициент ослабления крышки отверстиями (D — наружный диаметр крышки);
Sd — сумма диаметров отверстий; расположенных на Dcp крышки и ослабляющих ее;
с = 6 — В2 — 8 In В; остальные обозначения прежние.
ГЛАВА IX
ЭЛЕМЕНТЫ КОМПРЕССОРНЫХ УСТАНОВОК
§ 49. ФИЛЬТРЫ ДЛЯ ОЧИСТКИ ГАЗОВ
Всасываемый в компрессор газ содержит в себе взвешенные частицы пыли.
Пыль, оседая на поверхности цилиндра, резко увеличивает износ цилиндров, поршней, и поршневых колец. Наличие пыли усиливает окислительный г процесс смазочных масел и способст-
Фиг. 186. Схема висцинового фильтра:
1 — выходной патрубок; 2 — направляющие; 3 — кассета; 4 — входной патрубок; 5 — корпус фильтра; 6 — дифференциальный манометр.
вует более интенсивному образованию продуктов их разложения.
Очистка газов от пыли производится фильтрами. По способу очистки газа фильтры разделяются на сухие, влажные и масляные, или висциновые.
Сухие матерчатые фильтры удерживают пыль порами в теле материи и «начесом» на ее поверхности. Такие фильтры взрывоопасны и требуют специальных противопожарных устройств. Сухие фетровые фильтры ввиду легкости и сравнительно малых габаритов используются на некоторых передвижных компрессорных установках.
Во влажных фильтрах очистка воздуха происходит при прохождении его через слой распыленной воды или через слой колец Рашига, непрерывно орошаемый водой. Они производят не только очистку, но и охлаждение газа. Влажные фильтры применяются только на очень крупных компрессорных станциях при наличии большого количества воды.
Наибольшее распространение в компрессорных установках получили масляные, или висциновые, фильтры.
На фиг. 186 изображена схема масляного фильтра. В стальной корпус фильтра 5 установлена на направляющих 2 металлическая кассета 3 в виде параллелепипеда. Большие грани этого параллелепипеда выполнены из металлической сетки. Кассета наполнена кольцами Рашига, смоченными тонким
слоем висцинового масла. Кольца представляют собой металлические или керамиковые трубки, диаметр которых 6—10 мм, а длина равна диаметру. Нередко кассета заполняется спрессованной тонкой металлической стружкой, смоченной висциновым маслом.
Висциновое масло представляет собой смесь цилиндрового масла (60%) и солярового (40%). Оно обладает слабой испаряемостью, вязкостью Е = = 3,3 3,5° и низкой температурой затвердевания (—40°), что позволяет
использовать это масло в условиях зимы. Иногда вместо висцинового масла применяют трансформаторное или другие минеральные масла.
Фильтры для очистки газов
295
Процесс очистки воздуха в таких фильтрах следующий: воздух, проходя через слой беспорядочно насыпанных колец Рашига или слой стружки,
многократно меняет направление. Частицы пыли под действием сил инер-
ции, стремясь двигаться прямолинейно, ударяются о поверхность колец и прилипают к ней, а воздух выходит из фильтра очищенным.
По мере засорения кассет пылью гидравлическое сопротивление их возрастает. Это сопротивление замеряется дифференциальным манометром 6. По величине сопротивления судят о за
соренности кассеты. Сопротивление фильтра не должно превышать 20—25 мм вод. ст., так как потери давления на всасывании в компрессор снижают его производительность и к. п. д. Засоренную кассету заменяют чистой. Очистка ее производится путем последовательной промывки в нагретом до 70—80° С содовом растворе (0,5 кг соды на ведро воды) и в горячей воде. Затем кассету просушивают, погружают в нагретое до 60° С висциновое масло, ставят на стеллажи в наклонном состоянии и дают маслу стечь в течение 25—
30 час. После этого кассета готова к использованию.
В настоящее время для очистки всасываемого в компрессор воздуха применяют специальные сетчатые филь-
Угел Б
ТрЫ (фиг. 187). Основным Фиг. 187. Кассета сетчатого фильтра, достоинством их является
малая затрата металла на единицу объема очищаемого воздуха (в 3—5 раз меньшая, чем в других конструкциях) и сравнительно небольшое гидравли ческое сопротивление.
В фильтрах этой конструкции фильтрующий элемент—кассета—заполняется несколькими рядами гофрированных стальных сеток, смоченных веретенным маслом № 2 или № 3. Стальные сетки укладываются в кассете так, чтобы гофры каждой, сетки были перпендикулярны гофрам соседних сеток. Размеры отверстий в сетках уменьшаются по направлению движения воздуха. Промышленностью изготовляются две модели фильтров. Модель Б состоит из 18 наложенных друг на друга сеток и модель М из 12. Набор сеток для кассет подобных фильтров определяется ГОСТ 38—52.
Размеры кассеты 510 X 510, а рамки, в которую кассета вставляется, 520 X 520 мм. Кассета фильтра модели Б весит 11 кг.
Процесс очистки газа этими фильтрами аналогичен очистке его в висциновых фильтрах. Очистка загрязненных кассет производится так же, как и кассет висциновых фильтров.
Расчет фильтра сводится к определению величины площади сечения фильтра F, перпендикулярной направлению скорости всасываемого воздуха
где — производительность компрессора или группы компрессоров, обслуживаемых одним фильтром при условиях всасывания, мл/мшт, Сф — допустимая условная скорость воздуха в фильтре, м/сек-,
296
Элементы компрессорных установок
Величина сф выбирается в пределах от 1 до 1,5 м/сек. Большие скорости не рекомендуются, так как с увеличением сф резко возрастает сопротивление фильтра. Иногда величину F определяют исходя из допустимого расхода газа Qd в час через 1 № сечения фильтра
Р 60V,
•
Величина Qg для фильтров в зависимости от назначения поршневых компрессоров принимается от 1000 до 4000 мЧчас.
Гидравлические сопротивления чистого висцинового фильтра, наполненного прессованной металлической стружкой, толщина слоя которой равна 50 мм при степени пористости 95%, определяется эмпирической формулой
Ар = 7,8с| мм вод. ст.
Сопротивление чистого сетчатого фильтра (фиг. 187) определяется по уравнению:
для модели Б
Ар = 2,76 с^55 мм вод. ст;
для модели М
Ар = 1,8 мм вод. ст.
Ориентировочно продолжительность 6' работы фильтра между двумя очередными чистками его равна а 1000г
WViSkcp час"
где г — пылеемкость кассеты фильтра;
S — начальное пылесодержание воздуха, мг/м?-, kcp — средний коэффициент очистки.
Величина kcp зависит от характера пыли и колеблется от 0,86 до 0,985. Величина z также зависит от характера пыли и колеблется для сетчатых фильтров от 1200 до 600 г на кассету. У висциновых фильтров с заполнением прессованной стружкой величина пылеемкости может быть принята 400—500 г на кассету с площадью сечения 0,25 м2.
§ 50. МАСЛОВЛАГООТДЕЛИТЕЛИ И ГАЗОСБОРНИКИ
Газы, всасываемые в компрессор, содержат пары воды. В цилиндрах поршневого компрессора газы насыщаются парами масла и увлекают с собой его капли. При охлаждении сжатых газов в межступенчатых холодильниках, концевом холодильнике и в трубопроводах происходит конденсация и выделение капель воды и масла.
Выпадение влаги в трубопроводах и внутренних коммуникациях компрессора вызывает интенсивное окисление продуктов разложения масел и материала трубопроводов, уменьшает проходные сечения трубопроводов, может создать гидравлические пробки и привести к аварии.
Выделение капель масла и воды из сжатых газов производится специальными аппаратами — масловлагоотделителями. Различают магистральные и концевые масловлагоотделители.
Концевые масловлагоотделители устанавливаются в конце тракта перед потребителем. Магистральные масловлагоотделители монтируются на газовых коммуникациях в местах интенсивной конденсации паров воды и масла (обычно после холодильников) и в низких точках газовых трубопроводов.
Масловлагоотделители и газосборники
297
Отделение капель масла и влаги осуществляется в них под действием инерционных сил. В этих аппаратах газовый тракт выполнен таким образом, что на пути газа имеется ряд поворотов и резких изменений сечения. Вследствие разности удельных весов жидких частиц и газа изменение скоростей у обеих фаз происходит по-разному, что способствует собиранию жидких частиц в крупные капли. На поворотах эти капли ударяются о стенки и стекаютг
по ним в нижнюю часть аппарата и с помощью дренажного приспособления выбрасываются наружу.
На фиг. 188 изображена схема масловлаго-отделителя с отбойной доской, нашедшая широкое распространение в стационарных компрессорных установках. Отделение капель масла и влаги и здесь осуществляется при многократном изменении направления скорости газового потока.
Концевые масловлагоотделители выполняются двухступенчатыми. Первой ступенью ^такого аппарата является обычный магистральный масловлагоотделитель инерционного типа. Вто-
Фиг. 188. Схема масловлагоот-делителя.
рая ступень осуществляет тонкую очистку газа
с помощью химических поглотителей. В качестве химических поглотителей используют слой активированного угля, активной окиси алюминия^
или силикагель.
Газосборники или ресиверы
Эти аппараты представляют собой резервуары, устанавливаемые после' компрессоров. Основное их назначение:
1) уменьшить в сети пульсацию давления, вызванную прерывистой подачей газа поршневыми компрессорами; смягчение пульсации давления улучшает условия работы пневматических инструментов и уменьшает гидравлические сопротивления газопроводов;
2) аккумулировать запас газа, необходимый для покрытия пиковых потреблений его предприятиями;
3) удалить из газа оставшиеся в нем капли влаги и масла.
Определение объема газосборника для смягчения пульсации давления газа в сети
Определение объема газосборника в сильной степени зависит от основного назначения его в данной установке. Рассмотрим случай, когда основным назначением газосборника является уменьшение пульсации давлений газа. Для простоты будем считать, что емкость сети невелика и не оказывает существенного влияния на пульсацию давления газа перед инструментом.
В газосборник газ поступает только за время нагнетания из последней ступени компрессора, а вытекает непрерывно с мало меняющимся расходом.
Во время нагнетания газа компрессором давление газа в газосборника повышается от pmin до ртах. За время расширения, всасывания и сжатия газа в компрессоре происходит истечение газа из газосборника в сеть, при этом давление его снижается от ртах до pmin. Время, в течение которого происходит падение давления газа, будем условно называть временем опорожнения. В этот период в сборнике происходит политропическое расширение газа с показателем 1 < п < k и уменьшение веса газа в нем от Gmax ДО Gmin. При расширении газа справедливы следующие уравнения:
Pmax^max = PCpVcp = (433)i
298
Элементы компрессорных установок
(434)
ГДО Рср **”0,5 (рта? + Pmin)>
утах> vcp> ymin — соответственно удельные объемы газа при давлениях ртах, рср и pmin.
Так как объем газа в сборнике Vp постоянен, то
Pmin ( ^min V __ / Gmax — Ртах \ Gmax / \ Gmax / 9
где AG Gmax GmIn.
Неравномерность 6 давления газа в сборнике будет g _ Ртах Pmin __ Ртах /1 _ Pmin \ = 2 f ________________ 1 \
Рср Рср \ Ртах / \ Рср ) ’
Из уравнения (435) следует
Ртах _ ~Ь 2 Рср 2
(435)
(436)
Подставив в уравнение (435) — —из уравнения (434), а -^2L Р пах , Рср
нения (436), после несложных преобразований получим
26—1 л Д(7 \« 2 4-д”1 I/ Gmax/’
Д6 \п Д6
---- в ряд и ввиду малости — ограничимся Umax / Umax
лвумя первыми членами разложения, тогда 2d AG
d 2 Фпах
из урав-
Разложим член
Однако
G = Vp = Vp ( V max vmax vcp \ Pep /
Из уравнений (436), (437) и (438) получим
Tz az> 1 (2 + &\п
Vp — nvcp\G 6 2 / •
(2 4-у I 1.
Если обозначить 6“0 время опорожнения газосборника, то
KG = GcpK
(437)
(438)
(439)
(440)
Считая угловую скорость вала компрессора постоянной, время О'о :может быть определено уравнением
<441>
где и0 — число оборотов коленчатого вала компрессора в минуту;
а — угол поворота вала компрессора, в течение которого нагнетательный клапан закрыт.
Согласно фиг. 77, а — 360 — а„, где ан — угол поворота вала при нагнетании. Есди в компрессоре подача газа в сеть производится несколькими .цилиндрами или полостями цилиндров, то а соответствует углу поворота >вала от закрытия нагнетательного клапана данной полости или цилиндра до открытия нагнетательного клапана следующей полости, подающей газ .в сборник.
Масловлагоотделители и газосборники
299
(442)
£
д*ЧО£
Фиг. 189. График нагрузки компрессорной станции
Величина vQp определяется из уравнения состояния
RTcp
Vcp = ~РТР~ ’
где рср и Тср — среднее .давление и температура газа в сборнике.
Из уравнений (439), (440), (441) и (442) получим
tlXlG cnR'I'CD
= <443>
Определение объема газосборника, работающего как аккумулятор пневматической энергии
Промышленные предприятия потребляют сжатые газы неравномерно. Производительность компрессорной станции может быть меньше, чем максимальное потребление газа предприятием., Поэтому в часы «пик» давление газа в сети падает. Для того чтобы падение давления газа было в пределах, допускаемых технологическим процессом, необходимо увеличить емкость сети за счет постановки газосборника.
В часы «пик» из газосборника часть газа будет отдаваться в сеть, дополняя производительность компрессоров. При этом давле
ние газа в газосборнике снижается. В периоды же, когда потребление газа меньше, чем производительность компрессорной станции, давление газа в сети увеличивается и в газосборнике накапливается масса газа, которая расходуется в часы ближайших «пиков».
На фиг. 189 изображен график нагрузки компрессорной станции. По оси ординат отложено потребление газа потребителями Q мЧмин, приведенный к условиям всасывания, а по оси абсцисс — время в часах.
Производительность станции постоянна и равна VK. Уменьшение количества газа в газосборнике будет происходить в периоды времени ДО, когда потребление газа Q будет больше производительности станции VK, т. е. за время от Oj до Количество газа AG, которое должен отдать ресивер в сеть, определится уравнением 02
AG = ^60 J (Q-VK)d®,
где pi и 7\— параметры газа при всасывании в компрессор.
Величина AG может быть также определена из уравнений состояния газа в ресивере во время и З'г
д г; ( Рнах___Pmin
ZAV# р I гр гр
к \ 1 max 1 min
где pmax и Ттзх — параметры газа в начале уменьшения количества газа в газосборнике, а рт1П и Tmin — в конце при О' =
Из уравнений {444) и (445) находим объем ресивера
02
60Р1 | (Q-VK)d$ у =_______5i_
гр I Ртах 11 "7---
\ 1 max
(444)
(445)
(446)
Рцмл \ min /
300
Элементы компрессорных установок
Если считать, что температура газа в ресивере останется постоянной и равной Тр, то уравнение (446) будет иметь вид:
где Др — ртях — pmin — падение давления в ресивере за время 02 — Допустимая величина Др задается потребителем.
Определение объема газосборника для системы регулирования производительности компрессора
При регулировании производительности поршневых компрессоров методом остановки или переводом на холостой ход отжимом клапанов длительность цикла регулирования в значительной степени будет зависеть от объема ресивера. При автоматическом включении и выключении компрессоров (вместе с двигателем) аппаратура допускает количество включений в час* zQ = 10 12, а при переводе компрессора на холостой ход количество
включений может быть доведено до гв = 60.
Определим объем ресивера Vp для компрессорной установки, питающей потребителя с постоянным расходом газа Q м3/мин и имеющей производительность компрессоров VK м3!мин, причем ^><2.
За время работы компрессора в ресивере поднимается давление на величину Др и возрастает вес газа на ДО кг. Величину ДО можно определить из уравнений состояния газа в ресивере для моментов времени начала и конца работы компрессора
Дб=-^. (447).
А/ р
Кроме того, величина AG определяется уравнением
ДО = Y1 (ук - Q) 0, (448>
где у — удельный вес газа, всасываемого в компрессор.
Время работы компрессора за цикл регулирования составит
ft = —---Я- час. (449).
Z6 У к
Из уравнений (447), (448) и (449) получим
Z^lspi 1
Q где х = .
Определим, при каком значении х объем газосборника будет наибольшим. Для этого продифференцируем уравнение (450) по х и приравняем нулю первую производную. Решив относительно х это уравнение получим, что при х = 0,5 Vp = Уртях.
Подставив х = 0,5 в уравнение (450), получим максимальный объем ресивера Vpmax
_ ^VKTppi Уртаз— гДрГх •
Так как на практике Q непостоянно во времени, то объем ресивера следует определять по уравнению (451), которое обеспечивает питание
Предохранительные клапаны
301
потребителя при допустимой величине Ар и количестве включений машины не больше г.
Так как газосборники представляют собой обычно цилиндрические
сосуды, работающие под давлением, то при р > 16 апга они рассчитываются
на прочность по нормам котлонадзора.
На фиг. 190 изображена схема конструкции газосборника. Вход и выход газа в сборник и из него выполняется так, чтобы поток газа, проходя газо-•сборник, несколько раз менял направление и величину скорости. Это способствует удалению из газа капель масла и воды. В рассматриваемой конструк-
ции для изменения направления потока газа в газо-сборнике установлен металлический зонт.
Отбор газа для системы регулирования производится из газосборника, так как в нем пульсация давления значительно меньше, чем в нагнетательном трубопроводе, соединяющем компрессор с газо-сборником.
Предохранительные клапаны, устанавливаемые на газосборнике, обычно регулируются на давление, превышающее на 7—12% номинальное давление газа в сети. Пропускная способность этих клапанов должна быть не меньше производительности компрессорных машин, работающих на данный газосборник. Если в газосборнике находится дорогостоящий или ядовитый газ, то он из предохранительного клапана направляется во всасывающую линию компрессора.
Манометры, устанавливаемые на газосборнике, должны быть хорошо освещены и видны обслуживающему персоналу. В некоторых случаях манометр, замеряющий давление в газосборнике, устанавливается на щите в компрессорной станции.
При длительной работе газосборника на его стенках откладывается слой, состоящий из частиц про-
Фиг. 190. Газосборник:
/—входной патрубок; 2—патрубок для отвода газа к системе регулирования; 3—выходной патрубок; 4 — манометр; 5 — предохранительный клапан; 6—люк; 7—дренажное приспособление.
дуктов разложения масла и пыли, который при определенных условиях может загореться, и вызвать взрыв газосборника. По этой причине периодически производятся внутренний осмотр, чистка и промывка газосбор-
ника содовым раствором.
Газосборники устанавливаются на фундаменте, вне помещейия компрессорной станции. Желательно, чтобы около газосборников не было движения людей и транспорта.
Ежегодно газосборники должны подвергаться испытанию на герметичность. Потеря давления в отключенном газосборнике за час не должна превышать 1% при емкости газосборника меньше 1000 л, 0,5% при емкости до 3000 л и 0,25% при больших емкостях.
§ 51. ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ КЛАПАНЫ
Предохранительные клапаны являются автоматическими устройствами, ограничивающими повышение давления газа в системе. Если давление превысит допустимую величину, то предохранительный клапан под действием этого давления откроется и выпустит часть газа в атмосферу или в другую систему. С восстановлением рабочего давления клапан закроется.
В промышленности существует большое разнообразие конструкций предохранительных клапанов. Они подразделяются по величине подъема закрывающего органа и по конструкции механизма, прижимающего этот орган к седлу.
302
Элементы компрессорных установок
По величине подъема закрывающего органа клапаны подразделяются на полноподъемные и неполноподъемные. В полноподъемных клапанах высота подъема закрывающего органа должна быть такой, чтобы площадь для прохода газа под ним была бы не меньше площади прохода в седле, т. е. Л > г где dc — диаметр отверстия в седле клапана. В неполноподъемных клапанах высота h составляет (V10—V40) dc. Такие клапаны применяются главным образом
Фиг. 191. Грузовой предохранительный клапан.
Фиг. 192. Пружинный ’предохранительный клапан.
для жидкостей. По конструкций механизма, прижимающего закрывающий орган к седлу, предохранительные клапаны делятся на грузовые и пружинные.
На фиг. 191 изображена конструкция грузового предохранительного клапана. В этом клапане закрывающий орган 3 прижимается к седлу 2 грузом 5 через рычаг 4. В качестве опор для рычага служат призмы, что повышает чувствительность ’ и точность регулирования предохранительного клапана. Последнее осуществляется перемещением груза вдоль рычага. В данной конструкции клапана при подъеме закрывающего органа газ выходит в атмосферу. Такие клапаны называют открытыми. Если конструкция корпуса клапана 1 предусматривает отвод газа в другую систему, то такие клапаны называют закрытыми.
К достоинствам грузовых клапанов следует отнести постоянство усилия, прижимающего к седлу закрывающий орган при его подъме. Однако эти клапаны громоздки, требуют строго вертикальной установки и очень чувствительны к вибрациям. По этим причинам они нашли применение только в стационарных установках.
На фиг. 192 изображена схема конструкции пружинного предохранительного клапана, устанавливаемого на первой ступени компрессора 55В. В корпус клапана 1 помещена стальная втулка 2, являющаяся седлом клапана, закрывающий орган 3 прижимается к седлу пружиной 4 через нажимную втулку 5 и шпиндель 6. Направление движения закрывающего органа обеспечивается крестовиной, скользящей по цилиндрической поверхности седла. Рычажное устройство 7 обеспечивает возможность производить продувку клапана.
Пружинные клапаны имеют меньшие габариты, чем грузовые, и могут быть установлены в любом положении; эти клапаны хорошо регул и-
Предохранительные клапаны
30&
руются. Недостатком их вующего на закрывающий
К предохранительным клапанам предъявляются следующие требования: 1) безотказное открытие при превышении давлением газа установленной величины; 2) закрытие клапана при давлении, близком к рабочему; 3) герметичность в закрытом положении; 4) при полном подъеме закрывающего органа давление газа в системе не должно повышаться.
В соответствии с нормами котлонадзора предохранительные клапаны должны открываться при превышении рабочего давления р не более чем на 12%, если р<60 ати, и на 7% при 60 ати. За время полного подъема клапана давление может дополнительно повыситься не более чем на 0,03 р.
Пропускная способность предохранительного клапана в соответствии
является увеличение усилия пружин, дейст-орган во время его подъема.
С правилами котлонадзора Фиг. 193. Пружинный предохранительный клапан Ленин-определяется по формуле градского филиала НИИхиммаш.
кГ/час,
(452)
где р — абсолютное давление среды, кПсм2\
F — наименьшая площадь для прохода газа в проточной части предохранительного клапана, см2 (в полноподъемных клапанах за F принимают площадь сечения в седле клапана);
М и Т — молекулярный вес и температура протекающего газа.
Пропускная способность предохранительного клапана для компрессорной установки должна быть не меньше производительности компрессора’ при рабочем давлении.
Грузовые и пружинные клапаны обладают, как правило, тем недостатком, что после подъема закрывающий орган не дает герметическую посадку на седло. Нарушение герметичности клапана сокращает его долговечность ввиду эрозии уплотняющих поверхностей и снижает экономичность установки вследствие вытекания сжатого газа из системы.
Ряд конструкций клапанов требует значительного повышения давления для полного подъема закрывающего органа. Указанных недостатков не имеет конструкция закрытого предохранительного клапана, разработанного Ленинградским филиалом НИИхиммаш (фиг. 193).
304
Элементы компрессорных установок
В корпусе клапана 1 установлено седло 2, проточная часть которого имеет форму сопла. Закрывающий орган 3 грибовидной формы прижимается к седлу пружиной 4 через шпиндель 5. Рычажное приспособление 6 дает
возможность поднимать закрывающий орган и производить продувку клапана. Подвижная втулка 7 и регулировочная гайка 8 производят более -интенсивный поворот потока вытекающего газа и усиливают реактивное
Фиг. 194. Зависимость коэффициентов расхода а и подъемной силы Q клапана НИИхиммаш от отношения высоты подъема закрывающего органа h к диа-
действие струи на закрывающий орган, что увеличивает высоту его подъема.
По исследованиям НИИхиммаш [73 ] наилучшая работа клапана получается при следующих соотношениях размеров проточной части:
dx = (1,25 н- 1,5) dc;
dcl = dc + 2r; г = 0 2 мм;
d% 1 >5 dc, d3 dc -j- d%)
S = 0,3 dc.
Пропускная способность клапана определяется по формуле
G = (1,1 + 1,15)Гра У-^кПчас, (453)
метру седла.
где а — коэффициент расхода, зависимость которого от высоты подъема клапана представлена на фиг. 194;
М — коэффициент, зависящий от атомности газа; он равен 347 для одноатомных, 320 — для двухатомных и 310 — для трехатомных газов; k — коэффициент сжимаемости.
Зависимость k от рпо = и Тпо = £- (ркр и Тк — критическое давление и Ркр И 1 кр
и температура газа) изображена нафиг. 195. Остальные обозначения такие же как и в уравнении (452). Порядок расчета пружины клапана следующий. ‘Сила предварительного натяга пружины N х определяется по уравнению
N^-^ftp-Pa), (454)
где ра — атмосферное или давление системы, в которую газ поступает из предохранительного клапана;
Р — коэффициент, равный 1,12 при р < 60 ати и 1,07 при р> 60 ати.
Сила сжатия пружины при полном подъеме клапана N 2 равна
Ni=lN1 + Q^P^y (455)
где Q — коэффициент подъемной силы, определяемый для данной конструкции клапана из графика на фиг. 194.
Жесткость пружины х определяется из уравнения Nt-Nt х— h
(456)
Достоинством клапана, представленного на фиг. 193, является его относительно большая пропускная способность, меньший вес и габариты.
Так как коэффициент Q понижается для данного клапана с уменьшением высоты подъема h, то закрывающий орган садится на седло ускоренно,
Схемы охлаждения и определение исходных данных для расчета холодильников 305
«разрывая» струю газа, текущую через щель. Такая посадка с ударом обеспечивает герметичность клапана.
Предохранительные клапаны следует устанавливать в местах, где колебания давления газа будут наименьшими (холодильники, газо-сборники).
§ 52. СХЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИСХОДНЫХ ДАННЫХ ДЛЯ РАСЧЕТА ХОЛОДИЛЬНИКОВ
Температура газа, всасываемого в первую ступень компрессора, /1Ь и температура воды, поступающей на его охлаждение, tle определяются техническим заданием. При установлении этих величин для технического
Фиг. 195. Зависимость коэффициента сжимаемости газа К от Рпр и ТПр.
задания надо иметь в виду, что температуры как всасываемого газа в первую ступень, так и воды, идущей на охлаждение, обычно зависят от места забора всасываемого газа и воды и температуры окружающей среды. Последняя, как известно, зависит от географического положения местности, от времени года и изменяется даже в течение суток в зависимости от времени и метеорологических условий. Наихудшими условиями для работы компрессора будут такие, при которых tix и tle будут наибольшими. На основании анализа условий работы компрессора и температур в данной местности устанавливаются для технического задания и tu как средние величины за наиболее неблагоприятный период времени работы компрессора.
20 Захаренко и др. 314
306
Элементы компрессорных установок
Температуру газа, выходящего из цилиндра первой ступени, /21 можно принять равной температуре в конце сжатия.
Температура газа, всасываемого в каждую последующую ступень, будет зависеть от охлаждения его в межступенчатом холодильнике, что, в свою очередь, зависит от схемы и конструкции охладителей, состояния и величины теплопередающей поверхности холодильника, а также от температуры охлаждающей воды.
Применяются три системы охлаждения.
1. Последовательная.
2. Параллельная. -
3. Последовательно-параллельная (или смешанная).
Фиг. 196. Схема последовательного охлаждения .двухступенчатой компрессорной установки:
1 — цилиндр первой ступени; 2 — холодильник между первой и второй ступенями;
3 — цилиндр второй ступени; 4 — концевой холодильник; 5 — регулирующий вентиль подачи воды; 6 — сливная воронка.
При схеме последовательного охлаждения поток охлаждающей воды последовательно проходит все охлаждаемые звенья. Такая схема будет наиболее рациональной для двухступенчатых компрессоров. В этом случае поток воды направляется на охлаждение холодильника первой ступени, затем в рубашки крышек и цилиндров первой ступени, после чего в рубашки крышек и цилиндров второй ступени и, наконец, на охлаждение холодильника второй ступени (если он есть), который в данном случае является концевым. Принципиальная схема подобного охлаждения в развернутом виде представлена на фиг. 196. Площади сечений для прохода воды во всех трубопроводах, подводящих и отводящих, так же как и все проходные сечения в рубашках и в холодильниках, должны быть достаточно велики, чтобы обеспечить протекание всей охлаждающей воды без значительных гидравлических сопротивлений.
Температура охлаждающей воды tle, поступающей от источника, задана. Согласно схеме фиг. 196, эта вода проходит холодильник первой ступени, где, охлаждая воздух, сама подогревается на и покидает холодильник с температурой
Ч = tie + Ч- (457)
От величины А/в будет зависеть расход воды для холодильника и необходимая величина F теплопередающей поверхности его.
Степень подогрева воды в работающем холодильнике зависит от условий теплообмена потоков воды и газа. Последние определяются чистотой поверхностей, направлением и скоростью потоков.
Схемы охлаждения и определение исходных данных для расчета холодильников 307
В холодильниках с чистыми поверхностями для компрессоров общего назначения величина Д/в обычно лежит в пределах 3 ч- 6° С.
В машинах специального назначения, в которых расход воды бывает несколько увеличенным, Д/в = 2 ч- 6° С. Во вновь проектируемых машинах общего назначения принимают &te — 10 -+15° С.
Для охлаждения газа до /1П необходимо обеспечение минимальной разности температур между потоками газа и воды в холодильнике Эта разность температур .выбирается в пределах Д/ХЛ = 5 ч 10° С. Тогда, при параллельных токах- в холодильнике
= t2e + МХЛ. (458)
При противотоке газа и воды получим
Gn = h, + Ыхл. (459)
Выбранные величины Д/в и &tXA входят в задание для расчета теплопередающей поверхности холодильника.
Поток воды после первого холодильника поступает в рубашки цилиндра первой ступени, где вода подогревается на величину ^tpy6. Практически Д/руб яы 1 ч- 3° С (в зависимости от температуры сжатого газа, величины и чистоты теплопередающей поверхности в рубашках и скорости потока воды в них).
Из рубашек цилиндра первой ступени вода с температурой t3e = t2e -f-+ Д^руб направляется в рубашки цилиндра второй ступени, где снова подогревается на Ыру6 и поступает в концевой холодильник с температурой he = he + ^tpy6 = tie + А/. + 2Д/руб. (460)
Температура газа после второй ступени /2П будет
пс~1
hu = 2^/1Ц«411 Пс (461)
Расход воды будет определяться потребностью для ее промежуточного холодильника
Вяк (4б2)
где 0газ — количество тепла, поступающего от охлаждаемого газа
^газ = ^lYnCp (*21 — *ш) 60 ккал/час. (463)
Здесь Vi — производительность компрессора по всасыванию, м3/мин\ Yu — удельный вес всасываемого в первую ступень газа, кг/м3\ ср — удельная теплоемкость его при постоянном давлении;
Qkoh — количество тепла, выделяющегося в холодильнике при конденсации в нем паров воды, содержащихся во всасываемом газе
vi’I’iY/— 'бО ккал/час, (464)
где — относительная влажность газа, всасываемого в цилиндр первой ступени, которая задается техническими условиями;
Ys и у' — удельный вес насыщенных паров воды при температуре /и и (из таблиц насыщенного пара);
20
308
Элементы компрессорных установок
Yin — удельный вес газа, всасываемого в цилиндр второй ступени; г — скрытая теплота испарения (конденсации) паров воды. Величина г определяется по таблицам насыщенного пара при / /ш.
Если определяемая уравнением (464) величина QK0H получится отрицательной, то это значит, что конденсации паров не произойдет и тогда можно принять QK0H — 0. Теплотой охлаждения конденсата можно пренебречь как малой величиной.
Таким образом, для расчета теплопередающей поверхности холодильника первой ступени определены температуры входящих и уходящих потоков (газа и воды), количество тепла, которое должно быть отведено в холодильнике, Q = Qsa3 + QK0H, расход воды В.
Объемный расход газа проходящего через холодильник первой ступени, определяется уравнением
у ХМ М3/мин, (465)
где уСр — средний удельный вес газа при давлении ръг и средней темпера-, /«I + Ли
туре tCp =
Расчет теплопередающей поверхности холодильника производится по формулам теплопередачи в зависимости от выбранной конструкции холодильника (см. § 53).
Обычно к температуре газа, покидающего концевой холодильник, особо жестких требований не предъявляется. Поэтому в двухступенчатом компрессоре концевой холодильник целесообразно делать таким же, как и холодильник первой ступени. Это дает возможность взаимозаменяемости их
во время чистки и ремонта.
В схему охлаждения компрессорной установки обычно входит еще масляный холодильник, который либо размещается в водяной ванне одного из газовых холодильников компрессора, либо охлаждается параллельным потоком воды.
Рассмотренная схема охлаждения с последовательным подводом воды к элементам компрессора имеет ряд достоинств и недостатков.
К числу достоинств схемы можно отнести:
1) более экономичный расход воды; учет расхода воды может быть обеспечен установкой только одного водомера на входе или на выходе из компрессора;
2) сравнительно простая схема трубопроводов и короткая их протяженность;
3) сохранение стабильности вязкости подаваемого масла благодаря отсутствию подачи холодной воды (в зимнее время) непосредственно в рубашки цилиндров;
4) возможно использование сточной воды из концевого холодильника для бытовых нужд, так как температура ее значительно выше, чем при параллельной схеме охлаждения. Эта температура может быть поднята до 40—50° С перепуском части воды, идущей к холодильнику, на слив. (Последнее возможно при отсутствии бикарбонатной жесткости.)
Недостатками этой схемы являются:
1) возрастание недоохлаждения газа вследствие последовательного повышения температуры воды;
' 2) возможность попадания газа в рубашки цилиндра, что сильно ухудшает теплообмен и приводит к перегреву цилиндра (особенно крышек).
3) невозможность воздействия на режим охлаждения одного отдельно взятого звена;
Схемы охлаждения и определение исходных данных для расчета холодильников 309
4) трудность обнаружения газовой негерметичности.
При схеме параллельного охлаждения (фиг. 197) вода подводится к каждому охлаждаемому звену и отводится от него параллельными потоками с помощью разветвленных трубопроводов. При этом количество потоков равно количеству охлаждаемых звеньев и температура поступающей во все звенья воды tlt одинакова.
При схеме с параллельным охлаждением многоступенчатого компрессора температура воды t^, уходящей из холодильников, и температуры газа Gn, Giv и т. д., выходящего из холодильников предыдущих ступеней, определяются, как и в предыдущей схеме, уравнениями (457) и (458)
Фиг. 197. Схема параллельного охлаждения трехступенчатого компрессора.
и могут быть одинаковы для всех ступеней. Температуры газов, выходящих из цилиндров каждой ступени <2i» ^гп> ^2111 и т. д., определяются уравнением (461), в котором величины Kt, ец берутся соответствующими каждой ступени. Количество тепла, отводимого от газа в каждом холодильнике, и расходы воды определяются аналогично предыдущему по уравнениям (462), (463) и (464) с подстановкой соответствующих величин для рассматриваемой ступени.
Расход воды на охлаждение цилиндров и крышек каждой ступени берется в количестве 20—30% от расхода воды холодильником данной ступени. А Л, у б для рассматриваемой схемы охлаждения может быть несколько большей, т. е. Д^руб = 3 н- 8°.
Преимущества схемы с параллельным охлаждением.
1. Независимость регулирования расхода воды для каждого звена.
2. Возможность получения одинаковых и достаточно низких температур газа после каждого холодильника независимо от количества ступеней.
3. Неисправность системы охлаждения одного звена не влияет на охлаждение других звеньев.
4. Снижение общего гидравлического сопротивления системы обеспечивает снижение давления в подводящей магистрали.
5. Облегчается обнаружение негерметичности отдельных звеньев. Недостатками рассматриваемой схемы являются.
1. Большой общий расход воды.
2. Большое количество точек наблюдения, контроля и потоков воды.
3. Сравнительно низкая температура отработавшей воды, что ограничивает возможность использования ее для бытовых нужд.
4. Большая протяженность водяных трубопроводов и большое количество вентилей.
По схеме смешанного (параллельно-последовательного) охлаждения все подлежащие охлаждению звенья делятся на группы.
310
Элементы компрессорных установок
Звенья внутри каждой из этих групп омываются потоком воды последовательно, а каждая группа звеньев в целом омывается самостоятельным потоком. Таким образом, получается ряд параллельных потоков, последовательно
Фиг. 198. Схема параллельно-последовательного охлаждения двухступенчатого компрессора.
В схеме на фиг. 198 поток воды после холодильника первой ступени разветвляется и омывает цилиндры первой и второй ступеней не последовательно, а параллельно. Это позволяет уменьшить скорость воды, а следова
Фиг. 199. Схема параллельно-последовательного охлаждения многоступенчатого компрессора.
тельно, и гидравлические сопротивления в рубашках цилиндров. После цилиндров оба потока воды объединяются и идут на охлаждение концевого холодильника.
По схеме смешанного (параллельно-последовательного) охлаждения (фиг. 199) общий поток воды разветвляется на параллельные потоки для каждой ступени, причем они проходят последовательно — сначала промежуточные холодильники, затем рубашки цилиндров, после чего идут в сливные воронки.
Вычисление температур и количеств тепла для схем, приведенных на фиг. 198 и фиг. 199, производится аналогично схеме фиг. 196.
Схема с параллельно-последовательным охлаждением (фиг. 199) имеет ряд особенностей, основными из которых являются:
1) схема пригодна для компрессоров с любым количеством ступеней и является наиболее рациональной для многоступенчатых машин;
2) звенья всех ступеней в отношении охлаждения находятся в одинаковых благоприятных условиях.
Холодильники
311
3) по расходу воды эта схема занимает промежуточное положение между схемами с чисто последовательным и чисто параллельным охлаждением, сохраняя основные преимущества обеих схем.
Кроме рассмотренных, применяются также и более компонующиеся на базе указанных выше основных схем охлаждения. Для получения большего эффекта в работе компрессора при любой схеме охлаждения надо стремиться к соблюдению следующих основных правил:
1) наиболее холодные потоки воды направлять в промежуточные холодильники, а затем’ уже в следующие звенья;
2) холодные потоки (как воды, так и газа) следует подводить к нижним точкам теплообменных звеньев, а нагретые — отводить из верхних точек и, наоборот, более теплые потоки подводить к верхним точкам, а после охлаждения отводить в нижних точках. Такое направление совпадает с естественными конвекционными токами и обеспечивает возможность создания противотоков. При этом увеличиваются средние температурные разности, способствующие более интенсивному теплообмену. Кроме того, такое направление в значительной мере снижает возможность образования воздушных мешков в водяных полостях за счет растворенного в воде воздуха;
3) если по условиям эксплуатации компрессорная установка должна работать длительно и непрерывно, необходимо предусмотреть возможность чистки теплопередающих поверхностей холодильников без прекращения работы компрессора.
§ 53. ХОЛОДИЛЬНИКИ
Теплообменные аппараты, применяемые в системе компрессора для охлаждения сжатого газа или масла, называют холодильниками. Холодильники, устанавливаемые между ступенями компрессора, называют промежуточными. Газовые холодильники, установленные за последней ступенью компрессора, называются обычно концевыми. Необходимость постановки концевых холодильников обусловливается технологическими условиями потребителей сжатого газа либо целями предохранения наземных участков газопроводов от замерзания в зимнее время.
Расчет холодильника обычно сводится к решению одной из следующих задач:
1) определение рабочей поверхности теплообмена, обеспечивающей охлаждение газа или масла до заданной температуры;
2) определение конечной температуры рабочего тела при заданной поверхности теплообмена.
Чаще встречается первая задача.
Конструктивное устройство холодильников зависит в основном от назначения, производительности, давления, условий эксплуатации компрессорной установки, физико-химических свойств участвующих в теплообмене сред.
В соответствии с этим холодильники можно разделить на кожухотрубные; холодильники, выполненные из гофрированных листов; типа «труба в трубе»; радиаторные и змеевиковые. Принципиальные схемы указанных холодильников приведены на фиг. 200. Иногда применяют комбинированные холодильники кожухотрубнозмеевиковые (см. фиг. 210).
Теплопередающие поверхности холодильников типа а, в, г и д могут выполняться гладкотрубными или с оребрением. По компоновке с компрессором они могут быть выносными или встроенными в его станину, раму или картер.
Для обеспечения наиболее эффективного теплообмена целесообразно направлять потоки так, чтобы создавался противоток или поперечный ток
312
Элементы компрессорных установок
между охлаждаемым и охлаждающим потоками. Желательно патрубки для подвода воды размещать в нижних точках холодильников, а для отвода — в верхних.
Газоподводящие и отводящие патрубки устанавливаются в обратном порядке. Этим исключается появление свободных токов воды и газа во встречных направлениях и облегчается удаление с теплопередающих поверхностей пузырьков воздуха, растворенного в воде.
Фиг. 200. Принципиальные схемы холодильников: а— кожухотрубный; б— из гофрированных листов; в — «труба в трубе»; а—радиаторный; д—-змеевиковый.
При конструировании холодильников необходимо предусматривать возможность периодической очистки теплопередающей поверхности от загрязнений, значительно снижающей теплообмен.
Кожухотрубные холодильники
Наиболее распространенными типами являются кожухотрубные выносные холодильники, конструкции которых представлены на фиг. 201, 202 и 204. Эти холодильники состоят из двух основных узлов — трубчатки и кожуха. Трубчатка представляет собой пучок труб, концы которых развальцованы в дисках, называемых трубными досками или плитами. Пучок труб помещается в сварной и реже в литой чугунный кожух, который выполняется обычно в виде цилиндрического резервуара с днищами, имеющего патрубки для входа и выхода газа и воды.
Потоки рабочих сред (горячий газ и охлаждающая вода) разделены здесь цилиндрической поверхностью трубок. Ввиду того, чтб коэффициент теплоотдачи от газа к стенкам трубок достаточно мал по сравнению с коэффициентом теплоотдачи от стенок к воде, целесообразно поверхность, обращенную к газу, выполнять большей, чем поверхность, омываемую водой. В этой связи предусматривают пропуск воды чаще всего внутри трубок, а пропуск газа— по их внешней поверхности, задавая им противоточное направление.
Целесообразность направления воды по внутренним полостям трубок обусловливается еще и удобством очистки их от отложений, образующихся на поверхности, омываемой водой. Чистка труб в эксплуатационных условиях часто производится механическими средствами (шарошками, скребками).
Холодильники
313
Внешняя же поверхность труб в пучке недоступна для механической чистки и менее удобна при очистке химическими средствами.
Применение обратной схемы разделения потоков (газ в трубках, вода в межтрубном пространстве) практикуется в холодильниках среднего и высо-
Фиг. 201. Вертикальный кожухотрубный газовый холодильник с буферной емкостью.
кого давлений (более 25 атм), или при охлаждении загрязненных газов (коксовый газ).
В маслохолодильниках также применяется первая схема разделения потоков. Для снижения общего термического сопротивления в кожухотрубных холодильниках создают перекрестный ток газа относительно пучка труб. Для этого в межтрубной полости устанавливают поперечные перегородки, огибая которые газ многократно омывает пучок труб
314
Элементы компрессорных установок
в поперечном направлении. «Многоходовость» обеспечивает увеличение скорости газа и интенсивность теплообмена.
Перегородки выполняются либо в виде круглых пластин со срезанными сегментами (фиг. 201), либо в виде чередующихся круглых дисков меньшего диаметра (для прохода потока у периферии) с кольцевыми дисками большего диаметра с отверстием в центре. Размеры перегородок и расстояния между ними выбираются из условия равенства скоростей потока
в поперечном и продольном направлениях. Крепление перегородок относительно пучка труб должно быть таким, чтобы избежать их взаимных сдвигов. При наличии вибрации холодильника бывают случаи, когда слабо закрепленные перегородки перетирают трубки. Обычно перегородки удерживаются на пучке с помощью распорных дистанционных труб. Чтобы избежать перетирания труб в месте стыка с перегородками, иногда применяют промежуточные резиновые вулки.
Для улучшения теплопередачи делаются перегородки и в днищах — крышках по радиусам или по хордам трубных плит.
Кожухотрубные выносные холодильники выполняются горизонтальными и вертикальными. Последние применяются более часто, так как требуют меньшей площади и удобно компонуются с компрессором.
При небольших средних разностях температур стенок трубчатки и кожуха
Фиг. 202. Схема кожухотрубного холодильника с сальником.
можно применять холодильники жесткой конструкции (фиг. 200). При большой же разности температур (для компенсации различных температурных удлинений трубчатки и кожуха) выполняют холодильники нежесткой конструкции. Это достигается тем, что одна из трубных плит изготовляется подвижной (фиг. 201), с уплотняющим сальником (фиг. 202), либо трубчатка выполняется из U-образных трубок с одной трубной плитой, либо корпус изготовляется телескопическим. Сальниковые компенсаторы с мягкой набивкой являются вполне надежными
и долговечными.
Вследствие пульсирующего характера потока газа в холодильниках возникают потери давления значительно большие, чем при установившемся движении. Для их снижения применяют устройство буферных емкостей как на входе, так и на выходе из холодильника. На фиг. 201 показана разновидность кожухотрубного холодильника с буферной емкостью в нижней полости кожуха, а на фиг. 204 — с двумя буферными емкостями.
Узел трубчатки кожухотрубных холодильников конструируется обычно из цилиндрических гладких труб с внутренним диаметром de = 10 н- 20 мм, причем целесообразно применять меньшие диаметры труб, так как это несколько увеличивает теплопередающую поверхность на единицу объема холодильника и соответственно сокращает габариты его.
Размещение трубок в трубных плитах производится различными способами: по равносторонним треугольникам (фиг. 203, а); по концентрическим окружностям (фиг. 203, б); по равнобедренным треугольникам (фиг. 203, в).
Холодильники
315
Предпочтителен первый способ. При использовании этого способа упрощается разметка трубной плиты, обеспечиваются равные шаги между центрами трубок всей трубчатки, что создает равные гидравлические сопротивления по сечению трубчатки, наибольшую компактность пучка трубок и равнопрочность соединения трубок с трубной плитой по всему периметру dH. Шаг между трубами sx выбирается в зависимости от наружного диаметра трубок dH и способа крепления их в трубной плите.
s,=(! 2+1,5) 5гЩ,08т1,1)йн
Фиг. 203. Способы размещения труб в трубных плитах.
Исследования показали [88], что размещение трубок по равнобедренным треугольникам имеет преимущество с точки зрения теплопередачи и гидравлических сопротивлений, при условии направления потока перпендикулярно шагу
В настоящее время получили распрострайение компактные кожухотрубные холодильники как выносные, так и встроенные с оребренными трубами овальной формы (фиг. 204). Обтекаемая форма труб (овальная) обеспечивает в межтрубном пространстве малое гидравлическое сопротивление и позволяет применять более высокие скорости. Развитое оребрение обусловливает высокую эффективность теплопередачи. Габариты трубного пучка при этом резко сокращаются. Трубы компонуют в холодильнике так, чтобы направление потока газа совпадало с большой осью сечения трубы и с плоскостями расположения ребер.
При давлении охлаждаемого газа, не превышающем 6 ати (нормы «Котлонадзора»), оребренные пакеты труб могут встраиваться в полость, находящуюся непосредственно внутри станины компрессора (например, компрессор ВП-10/8, фиг. 118), где кожухом служат литые стенки станины. Щели между ребрами не должны быть узкими, так как затрудняется развитие конвективных токов. По опытам Горьковского автозавода и Института морского флота [74], пластины, насаживаемые перпендикулярно осям труб, целесообразно располагать на расстоянии 2-4-5 мм друг от друга. Толщина латунных пластин берется примерно 0,2-н0,35 мм. При этом коэффициент теплопередачи достигает величины К 500 ккал/м2 час°С.
316
Элементы компрессорных установок
Ребристые трубы выполняют латунными с напаянными латунными же ребрами или напрессованными стальными. Иногда практикуют навивку гофрированной ленты из стали либо из латуни с последующей оцинковкой или полудой в местах контакта отбортовки ребра с трубой. При насадке ребер на круглые трубы ориентировочно рекомендуется брать расстояние между ребрами b = 0,25 и высоту ребер h = (0,3 н- 0,5) dH. Благодаря отсут-
Фиг. 204. Кожухотрубный холодильник с оребренными трубками овальной формы.
ствию крутых поворотов газового потока, сравнительно малому числу труб и наличию буферных емкостей потери давления в таких холодильниках значительно ниже, чем в холодильниках других типов.
Холодильники из гофрированных листов
Инженерами В. М. Антуфьевым, Ю. А. Ламмом и Л. А. Кузнецовым предложен новый тип теплообменника (фиг. 200, б), теплопередающая поверхность которого состоит из гофрированных штампованных листов. Нафиг. 205 показан рабочий чертеж листа для изготовления секции. Два таких гофрированных листа, сложенных вместе, образуют секцию с волнообразными каналами а. При соединении двух секций образуются двуугольные каналы б (фиг. 200) перпендикулярные первым. Соединение гофрированных листов в секцию осуществляется точечной и сплошной сваркой. Совокупность волнообразных и двуугольных каналов обеспечивает перекрестный ток участвующих в теплообмене сред. При использовании этой конструкции в качестве газового холодильника целесообразно поток охлаждаемого газа направлять по волнообразным каналам, а поток воды — по двуугольным. Имеются образцы испарителей фреоновых холодильных машин, изготовленных по типу этих холодильников, показавшие высокий удельный теплосъем. Сравнительные расчеты и лабораторные исследования на Невском машиностроительном заводе им. В. И. Ленина показали, что холодильники, изготовленные из гофрированных листов, позволяют уменьшить поверхность теплообмена на 30% и снизить занимаемый объем и вес в 2,5 раза по сравнению с гладкотрубными. Если холодильник предназначается для судовой установки, то не исключается возможность использования латунных листов или стальных оцинкованных.
Наряду с отмеченными достоинствами конструкция имеет существенный недостаток. Малая жесткость пакета секций сопровождается «дыханием»
Л-А в-в £Г_
Фиг. 205. Элементы газового холодильника из гофрированных листов.
Холодильники
CO оо
Элементы компрессорных установок
Холодильники
319
листов (местные прогибы), особенно при пульсирующем потоке газа, которое приводит к нарушению сварных швов. Поэтому при проектировании холодильника такого типа для поршневого компрессора следует обратить особое внимание на профилирование каналов, обеспечение жесткости всего пакета и качество сварных швов. Эти холодильники могут применяться в качестве промежуточных между первой и второй ступенями компрессора при р ^2 н--4 атм.
Холодильники типа «труба в трубе»
Такие холодильники применяются обычно для давлений от 25 ати и выше.
В зависимости от величины теплопередающей поверхности они могут быть одноэлементными и многоэлементными. Элемент состоит из двух труб различных диаметров, вставленных концентрично одна в другую. Так как напряжение в стенке трубы пропорционально величинам избыточного давления и ее внутреннему диаметру, то целесообразно газ направить по внутренней трубе, а охлаждающую воду — в межтрубное пространство, соблюдая противоток. Уплотнение водяной полости осуществляется сальником с набив-
Типы гофр
I h=3 Il fi=2 mti=6
t=25 t-1,7 t=4
R=Q5 R=0,3 R=1
8=1 8=1 B=1
Фиг. 207. Типы гофр.
кой в виде резиновых колец (фиг. 206, а). При последовательном соединении ряда элементов»газовые трубы соединяются между собой коленами с помощью фланцев (фиг. 206 и 208).
Последовательный ток воды обеспечивается соединением межтрубных пространств элементов посредством патрубков, ввариваемых на концах внешних труб.
Отдельные элементы холодильника, соединенные последовательно, образуют секцию. Для получения холодильника с большой теплопередающей поверхностью он собирается из ряда секций, соединенных параллельно коллекторами для входа и выхода потоков. Таким образом, холодильники с различной величиной теплопередающих поверхностей могут быть собраны из одинаковых стандартных элементов, что является большим преимуществом при изготовлении.
Легкость разборки элементов обеспечивает возможность чистки как трубного, так и межтрубного пространства. Подбором труб соответствующих
320
Элементы компрессорных установок
диаметров можно обеспечить повышение скорости газа и воды. Благодаря этому достигается интенсивность теплопередачи в холодильниках такой
конструкции.
В некоторых конструкциях компрессоров внедряются промежуточные и концевые холодильники такого типа с достаточно высокой интенсивностью
Фиг. 208. Общий вид холодильника «труба в трубе».
теплообмена, которая обеспечивается оребрением труб гофрированной лентой с газовой и водяной стороны и большими скоростями потоков (фиг. 206, б и фиг. 207) На фиг. 208 представлен общий вид холодильника с оребренными внутренними трубами.
Такое оребрение стальных труб достигается привариванием к ним роликовой электросваркой U-образных профилей из углеродистой или нержавеющей полосовой стали. Сварка обеспечивает хороший контакт и прочное
соединение ребер с трубой.
Коэффициент теплопередачи холодильника с продольноребристыми трубами (фиг. 208) в 2—3 раза выше, чем гладкотрубного, а расход металла нашего изготовление меньше на 30—40%.
Холодильники радиаторного типа
Холодильники радиаторного типа (фиг. 200, г) применяются в стационарных и передвижных компрессорах с воздушным охлаждением. Теплообменной поверхностью является пучок труб, концы которых завальцовываются в трубные доски. Охлаждаемый воздух проходит внутри трубок, а наружный охлаждающий воздух, всасываемый вентилятором, омывает пучок труб снаружи. Холодильники такого типа выполняют многоходовыми (обычно четырехходовые). Это обеспечивается перегородками у верхнего и нижнего коллекторов, распределяющих поток по секциям трубного пучка. При этом повышается скорость потока воздуха и соответственно эффективность теплообмена. Размещение труб в пучке применяют шахматное. По глубине пучка делается обычно 3—5 рядов трубок. Холодильниками радиаторного типа с пучком гладких труб снабжаются серийные компрессоры передвижных станций ПКС-5, ВКС-5, ЗИФ-10 и т. д. На фиг. 209 показан холодильник передвижного компрессора К-5. Для увеличения теплосъема целесообразно применять радиаторные холодильники с овальными оребренными трубками (фиг. 204) с шагом по фронту равным примерно 7,5 и по глубине 21—25 мм. Пластины для оребрения выполняют из листовой латуни или из меди толщиной 0,15н-0,3 мм.
На коэффициент теплопередачи существенное влияние оказывает турбулизация потока. Для этой цели применяют специальные завихрители.
Для всасывания охлаждающего воздуха через трубчатку холодильника используются осевые вентиляторы. Так как площадь, ометаемая лопастями вентилятора, обычно меньше фронтальной площади трубчатки холодильника, то для повышения эффективности ее использования с тыльной стороны устанавливают кожух конфузорного типа, обеспечивающий равномерный проход охлаждающего воздуха через всю фронтальную поверхность.
Скорость набегающего потока воздуха (перед фронтом холодильника) принимается равной 6,5—15 м/сек. Лопасти крыльчатки вентилятора изготовляют обычно клепанными из листовой стали толщиной 1,25—1,8 мм,
Холодильники
321
диаметр крыльчатки принимается примерно равным 0,5—0,7 м, а окружная скорость на концах лопаток — 80—125 м/сек. Число лопаток берется равным 4—6 с углом атаки 40—45° (для плоских лопаток). Для уменьшения вибрации и шума вентилятора целесообразно лопасти скреплять Х-образно с углами 70 и 110°.
выход охлаждаемого воздуха Вход охлаждаемого
Фиг. 209. Воздушный радиаторный холодильник компрессора К-5.
Змеевиковые холодильники
Принципиальная схема змеевикового холодильника показана на фиг. 200, д. Такие холодильники применяются при сравнительно небольшой теплопередающей поверхности. Конструктивно холодильник состоит из двух основных углов — змеевика, представляющего собой теплопередающую поверхность, и сварного или чугунного литого корпуса (водяная ванна для змеевика).
Змеевики делаются цилиндрическими, овальными или плоскими. Охлаждаемый газ направляется по внутренней полости змеевика, а вода омывает его с внешней стороны. При таком разделении потоков эти холодильники применимы для любых давлений газа.
Для увеличения скорости охлаждающей воды в корпусе холодильника применяют заполнители, уменьшающие площадь сечения в ванне для прохода воды. Скорость газа в змеевике выбирается от 10 до 30 м/сек. Для увеличения теплопередающей поверхности этих холодильников без существенного изменения габаритов в одном корпусе помещают несколько параллельно работающих змеевиков. Змеевиковые холодильники имеют ограниченное применение, главным образом у компрессоров малой производительности и у ступеней высоких и сверхвысоких давлений.
Комбинированные холодильники
В некоторых энергетических установках применяются быстроходные компрессоры, которые по условиям их размещения должны быть весьма компактными и иметь малый вес. Холодильники таких компрессоров выпол-
21 Захаренко и др. 314
322
Элементы компрессорных установок
няют обычно комбинированными. На фиг. 210 показана конструкция комбинированного кожухотрубнозмеевикового холодильника, скомпонованного из трех теплообменных поверхностей. Центральная часть, представляющая пучок стальных мельхиоровых труб, развальцованных в трубных досках, обеспечивает охлаждение газа, протекающего внутри труб из второй ступени компрессора. Два внешних змеевика, изготовленных из красномед-ных труб, представляют собой холодильники третьей и четвертой ступеней.
Все три трубные системы размещены в одном кожухе. С помощью двух поперечных перегородок в торцовых крышках обеспечивается трехходовой тракт для газа в системе центрального трубного пучка и повышение скорости движения. Установкой внутренней обечайки достигается противоточное движение воды и охлаждение газа в змеевиках.
Для компенсации разности температурных удлинений кожуха и трубного пучка одна из трубных досок выполнена плавающей с уплотнением резиновым кольцом.
Во избежание вибрации змеевиков в процессе работы компрессора, которая может вызвать повреждение сварных швов, применены резиновые упоры — амортизаторы.
Для предохранения водяной полости холодильника от внезапного повышения давления в ней (прорыв газа из трубок) предусмотрена резиновая диафрагма, обеспечивающая выход воды через горловину.
Большие скорости потоков газа и воды обусловили высокие коэффициенты теплоотдачи. Например, для центрального трубного пучка коэффициент теплоотдачи от газа к стенке трубы ах 357 ккал/м2 час °C. Этим достигнуты малые габариты холодильника и, относительно малый вес.
Расчет теплопередающих поверхностей холодильников
Техническим заданием для расчета холодильника являются следующие данные, получаемые при выборе схемы охлаждения (см. § 52):
1) количество тепла Q [ккал/час], которое должно быть передано от охлаждаемого потока к охлаждающему;
2) температура tr поступающего в холодильник охлаждаемого потока (газа или масла)*и температура /2 этого потока после холодильника;
3) температура t\ поступающего в холодильник охлаждающего потока (воды или воздуха) и температура t'2 этого потока за холодильником;
4) расход охлаждающей и охлаждаемой среды В и VyA [см. уравнения (462) и (465)].
В холодильниках для охлаждения газа, согласно уравнениям (463) и (464), Q = Qzaa + QtcoHd- Коэффициенты теплоотдачи для сухого газа и конденсирующегося пара различны, причем коэффициент теплоотдачи от сухого газа меньше, чем коэффициент теплоотдачи от конденсирующихся паров.
Количество тепла, выделяемого влагой при частичной конденсации в процессе охлаждения газа в холодильнике, QK0Hd обычно не превосходит 0,1 Q2aa. Поэтому иногда при расчете коэффициентов теплопередачи К газовых холодильников можно не учитывать влияния конденсирующегося пара.
Необходимая величина теплопередающей поверхности холодильника принимается равной
F = (1,15-и 1,25)Q (466)
ьэ
*
Вход боды
IIст труб 014*2 IV ступень труб 020*5
В-В
Вид б
Выход воздуха из холод IV ст
// степень трубка 0 7*1
Выход охлаждающей воды
А А-А
Вход боздухег^-6 холод IV ступ
Выход бо из холод // стоп.
Фиг. 210. Комбинированный воздушный кожухотрубнозмеевиковый холодильник.
Вход воздуха б холод Нет
Выход бозд из хол Шет.
Вход воздуха 6 холод
Шет
Холодильники
324
Элементы, компрессорных установок
где 1,15—1,25 — коэффициент запаса, учитывающий возможность загрязнения теплопередающей поверхности, снижающего интенсивность теплообмена;
К. — коэффициент теплопередачи, ккал/м2час °C;
Д/ — средний температурный напор, т. е. средняя разность температур потоков по всей поверхности теплообмена.
Точное определение коэффициента теплопередачи и величины Д/ практически невозможно. Эти затруднения обусловлены сложностью геометрической конфигурации поверхности теплообмена и характером изменения температуры потоков. Поэтому в практических расчетах допускают известную
схематизацию в предполагаемом разделении тепловых потоков, а определение коэффициента теплопередачи относят к средним температурам потоков рабочих сред
. ,_ 8д/
С достаточной для практики точностью величину Л/ можно определить следующим образом:
для параллельного тока
Д^1 = ti — ty\ = ^2
для противотока
Д^1 = ^2» Д^2 = ^2 ^1*
Для холодильников с противотоком и параллельным током еД/ = 1, а с перекрестным током величина поправочного коэффициента ед/ определяется по кривым фиг. 211 (для многоходовых токов см. [75]) с помощью вспомогательных параметров
= и <1-^ >
— Л
Коэффициент теплопередачи К зависит от характера теплообменной поверхности. Для тонкостенных гладких труб при d2/dx <1,2 величина К может определяться по формуле, применяемой для плоской стенки,
К = -[-----j---g- ккал/м? час °C, (468)
—---Ь ~7.-1" №
Холодильники
325
d2 апри-аг>
1,2 вычисляется линейный коэффициент теплопередачи (на 1 м
длины трубы)
К. — —i--s-q—5---i— ккал/м час °C.
— 4- —Iff—4-—— 2Х
(469)
Для круглых оребренных труб величину К относят к полной оребренной поверхности и определяют обычно по уравнению
К. = —----т—р-----g-r--ккал/м2 час °C. (470)
77- + hr~ + т)т)₽
Величины, входящие в уравнения (468), (469) и (470), означают: X — коэффициент теплопроводности материала стенки трубы; д — толщина стенки трубы; d2 и di — наружный и внутренний диаметры трубы; т]р — коэффициент оребрения, величина которого равна
Здесь Fp — поверхность ребер без учета их торцов (на 1 пог. м); Fn — наружная поверхность трубы в промежутках между ребрами (на 1 м длины); Fe — внутренняя поверхность трубы (на 1 пог. м);
ах и а2 — коэффициенты теплоотдачи от охлаждаемого потока к стенке и от стенки к охлаждающему потоку; апр — приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны ребристой поверхности; ав„ — коэффициент теплоотдачи внутри трубы.
Стенки труб, применяемые для компоновки теплопередающих поверхностей холодильников, имеют сравнительно небольшую толщину, поэтому
6 2,3, d»
в практических расчетах величинами д-и-jj-1g можно пренебречь как малыми высшего порядка в сравнении с остальными слагаемыми знаменателя.
Величина теплопередающей поверхности, полученная по уравнению (466), относится к поверхности той стороны стенок, с какой получается меньший коэффициент теплоотдачи (at или а2).
Величины коэффициентов теплоотдачи ах и а2 зависят от конструкции теплопередающей поверхности, направления, скоростей потоков и их физических свойств. Для вычисления ах и а2 обычно пользуются обобщенными критериальными зависимостями.
В общем виде эта связь будет иметь вид:
(471)
где X— коэффициент теплопроводности среды, ккал/м час ° С;
I — характерный линейный размер теплопередающей поверхности, м\
Re, Pr, Gr, Bi — критерии подобия Рейнольдса, Прандтля, Грасгофа и Био.
Вычисление физических параметров, входящих в критерии, производится по температуре и линейному размеру, которые рекомендуются в качестве определяющих в уравнениях для вычислений Nu, Pr и т. д. < •’
Для определения частных коэффициентов теплоотдачи необходимы величины средних температур потоков, которые обычно принимают равными
и <472>
326
Элементы компрессорных установок
В некоторых критериальных зависимостях физические константы отнесены к средней температуре стенки tc, которая определяется'приближенно в зависимости от соотношения величин at и а2.
Если ах и а2 по величинам несоизмеримы (один из них больше другого в несколько раз),, то tc берется равной средней температуре потока с большим коэффициентом теплоотдачи. При соизмеримых величинах ах и а2
4 «S 0,5 {ton + (473)
где G. m — средняя температура потока в межтрубном пространстве, равная tCp или t'cp;
ton — определяющая температура для физических величин, входящих в критерии подобия (см. ниже).
Действительный процесс течения газа через холодильник поршневого компрессора имеет пульсирующий характер, обусловленный периодичностью процесса нагнетания. Поэтому теплообмен в холодильнике проходит при условиях нестационарного режима. Обоснованных рекомендаций по учету этих особенностей пока не имеется. В практических расчетах при вычислении коэффициентов а обычно пользуются средними скоростями потока газа, которые определяют по объемному расходу в холодильнике, соответствующему средним параметрам tCp и рСр, т. е.
1F = —осп»/ м/сек, уср3600/ж
где G — весовой расход газа через холодильник, кГ/час-,
уср — средний удельный вес газа, кГ/м\
fx — площадь живого сечения для прохода газа, jm2.
Наивыгоднейшая скорость потока (газа, воды, масла) для каждой конструкции холодильника можно определить только технико-экономическим расчетом, сопоставляя изменение стоимости холодильника при интенсификации теплообмена с изменением расхода мощности.
Верхний предел скорости потока лимитируется гидродинамическим сопротивлением холодильников. Исходя из допустимых потерь давления, среднюю скорость газа принимают: при течении газа по трубам в кожухотрубных холодильниках W = 3 -н 12 м/сек-, в межтрубном пространстве W = 3 -4--4- 8 м/сек (при наличии буферных емкостей).
В холодильниках с малым внутренним объемом (типа «труба в трубе», змеевиковые, малогабаритные комбинированные или кожухотрубнозмеевиковые) появляются значительные колебания давления и движение газа в трубках имеет прерывистый характер. Учитывая это, скорость газа принимают условной, а площадь для прохода газа определяют по уравнению
= (474)
где сп — средняя скорость поршня, м/сек-,
Fn — рабочая площадь поршней одновременно нагнетающих полостей, м*-
W — условная средняя скорость газа в холодильнике, отнесенная к средней скорости поршня.
Для ступеней среднего давления принимают W = 18 4-35 м/сек и для ступеней высокого давления №' = 12 4-25 м/сек. Высшие значения W допускают для холодильников компрессоров небольшой производительности с высоким числом оборотов и с пониженным удельным весом газа.
Низший предел скорости охлаждающей воды определяется необходимостью создания развитого турбулентного движения (Re> 104). Это обеспечивается при скорости W лх 1 м/сек. Во избежание «ударной» коррозии
Холодильники
327
трубок скорость пресной воды принимают 2,0—2,5 м/сек, а морской W = 1 ч-ч- 1,5 м/сек. Для трубок, изготовленных из мельхиора, допускают скорость воды W > 1,5 -ч 3 м/сек.
Скорость потока охлаждаемого масла принимается обычно 0,2—1,2 м/сек.
Величины частных коэффициентов ах и а2 во многом зависят от типов теплопередающих поверхностей.
В специальной литературе [13], [77] даются рекомендации по вычислению коэффициентов теплоотдач для широкого многообразия типов поверхностей и их компоновок, применяемых в теплоэнергетике. Ниже приводятся уравнения для определения ах и а2 для наиболее распространенных типов теплопередающих поверхностей холодильников компрессорных машин.
Продольное омывание гладких труб
(кожухотрубные, радиаторные, змеевиковые холодильники и типа «труба в трубе»)
1. При турбулентном течении (газа, воды, масла) в прямых одиночных трубах, в продольно омываемых пучках, а также в кольцевых проходах («труба в трубе») коэффициент теплоотдачи определяется по формуле М. А. Михеева [75] (при Re = 104 ч- 2 Л О6 и Рг = 0,7 ч-2500)
а = 2,1 • 10-2 4- Re°-8Pr°-43 ((475)
где d — внутренний диаметр трубы для потока внутри труб и наружный диаметр для потоков, омывающих трубы снаружи. Для труб овального сечения d должен быть эквивалентным диаметром.
о
Re= —;
Рг = — ;
а
Ргс = с ас v — кинематическая вязкость; а — коэффициент температуропроводности. Величины W, X, v и а берутся при ton, равной средней температуре потока, величины vc и ас при средней температуре стенки tc\
es — поправочный коэффициент, который для потоков внутри труб равен единице. Для потоков, омывающих трубы снаружи,
; $х и s2 — шаги их размещения (фиг. 203);
е3 — коэффициент, учитывающий влияние кривизны трубы.
Таблица 16
Величины коэффициентов е/
i Re d
10 15 20 30 40 50 и > 50
104 1,23 1,17 1,13 1,07 1,03 1
2-IO4 1,18 1,13 1,10 1,05 1,02 1
5-104 1,13 1,10 1,08 1,04 1,02 I
Ы05 1,10 1,08 1,06 1,03 1,02 1
1 Л06 1,05 1,04 1,03 1,02 1,01 1
328
Элементы компрессорных установок
Для прямых труб е3 = 1, а для змеевиковых г3 = 1,0 + 1,77 -р—.
К ср где Rcp — средний радиус кривизны витка.
Коэффициент 8г, учитывающий влияние длины трубы lm и зависящий от отношения берется по табл. 16.
2. При ламинарном потоке (при Re < 2300) по Аладьеву [79] а = 0,74-j- Re°-2(Gr Pr)°-IPr°>28Kez, (476)
где 8К — поправочный коэффициент, учитывающий влияние конвективных токов. При совпадении направления вектора W с конвективными
токами 8К 0,85, при противоположных направлениях гк 1,15.
Числа Re и Рг вычисляются аналогично предыдущему, но входящие в них величины W, v и а, так же как и X, берутся при ton, равной средней температуре граничного слоя ton а= 0,5 (tc + tCp).
Критерий
Gr - gd3^tc~ tcp} . (477)
Здесь Р — коэффициент температурного расширения при ton. Для жидкостей р берется из таблиц [75], а для газов р = 273 -1. / " • / 1 оп — в зависимости от берется из табл. 17.
Таблица 17
Величины коэффициентов
1пг d 8z
10 1,28
15 1,18
20 1,13
30 1,05
40 1,02
50 1,0
Формула (476) применима для горизонтальных и вертикальных труб, а также для каналов любого сечения, при этом вместо диаметра труб подставляется эквивалентный диаметр сечения.
Поперечный ток газа, омывающий пучок гладких труб
При поперечном обтекании газом пучка гладких труб, что имеет место в основной массе кожухотрубных и радиаторных холодильников, коэффи-
циент теплоотдачи от газа к стенке или от стенки к охлаждающему воздуху может быть определен по формуле ЦКТИ, которая применима в области изменения Re = = 2-108 60-1Q3.
1. При шахматном расположении труб в пучке:
а=0,18у Re0-61™^^, (478)
где X, v и W, входящие в Re, определяются при температуре tc, причем W — сред-
1 — коридорное размещение; 2 — шахматное размещение.
няя скорость потока — относится к узкому сечению пучка;
т]х, Л 2 и 'Пз — поправочные коэффициенты, учитывающие влияние шагов sx по ширине пучка и s2 по глубине и числа рядов п.
Для обычного размещения труб sx = (1,2 -4- 1,5) dH и при п — 4 ч- 7 коэффициенты соответственно rjх = 1 1,05, т)2 = 1,05 ч-1,0, ть — 0,95 ч- 1,0. При и> 7 т)3 = 1,0 ч- 1,02.
Холодильники
329
еф — коэффициент, учитывающий угол скоса потока по отношению к фронту пучка: при <р = 90° еф = 1, при <р < 90° еф берется по кривой фиг. 212.
2. При коридорном размещении труб в пучке
а = 0,119 A- Reo.66 (1 _ П1т]2)
(479)
Фиг. 213. Поправочные коэффициенты rip Г|з и Лз Для случая коридорного размещения труб.
гдет)!, т|2, т]3 — поправочные коэффициенты берутся по кривым фиг. 213, а, б и в;
8ф—находится по кривой фиг. 212.
Поперечный ток жидкостей и газов, омывающих пучок гладких труб
При омывании пучка труб водой, маслом, а также и газами для вычисления коэффициента теплоотдачи целесообразно пользоваться формулой М. А. Михеева [75]. При шахматном расположении труб и Re = 2-10а н--г-2-108 (для всего пучка):
а„ = 0,414 Re°'6Pr0>33 (^)0,25 (0’6^.^±4 (480)
где %, a, v и W определяются по средней температуре потока, причем 117 — средняя скорость потока, вычисляемая по меньшему шагу; Fx и f2 — теплопередающие поверхности труб в I и II рядах; F3— суммарная теплопередающая поверхность остальных рядов труб в пучке.
Величины, входящие в Pre, vc и ас, определяются по средней температуре стенки.
Поперечный ток газа, омывающий пучок оребренных круглых труб
Расчет коэффициента теплоотдачи со стороны оребренной поверхности пучка труб радиаторных и кожухотрубных холодильников может производиться по рекомендации Э. С. Карасиной [70]. Приведенный коэффициент теплоотдачи апр, по которому вычисляется коэффициент К, равен
a„p = ^(£Fp + F„), (481)
где
Fo6^ = FP + Рп -и2;
ззб
Элементы компрессорных установок
Е — коэффициент эффективности ребра, который зависит от типа оребрения и критерия Bi == ар^р .
Здесь — коэффициент теплопроводности материала ребра, бр — толщина ребра.
Величина Е определяется по графику фиг. 214, а и б.
Коэффициент теплоотдачи на поверхности ребер
ар 0,85 ^-cRe'”^)0’54 (482)
Фиг. 214. Графики изменения коэффициента эффективности ребра Е.
где X, v и W берутся по определяющей температуре ton = tc + Д/, причем W — средняя скорость потока — отнесена к узкому сечению пучка труб fc
fc = [l-------- (1 м2.
,с Sj ’ bd I 'к
(483)
Здесь и в уравнении (482) h и b — высота ребер и расстояние между ними; fK — площадь свободного газохода (без пучка), л2;
sx — поперечный шаг труб, м-,
пг — для шахматного пучка равен 0,65, для коридорного — 0,72;
с — опытный коэффициент.
Для шахматного пучка с круглыми ребрами с = 0,223, с квадратными с — 0,205; для коридорного пучка труб с круглыми ребрами с = 0,104, с квадратными с — 0,096.
Формула (482) применима в области Re — 3 -103 -t- 25 ♦ 10s и b — (0,22 -ь ч- 0,33) dH.
Холодильники из гофрированных листов в настоящее время находятся в стадии экспериментальных исследований и по расчету теплопередачи имеются только отдельные рекомендации [761, [77].
' Холодильники
331
Порядок расчета теплопередающей поверхности
1. Холодильники типа «труба в трубе» и змеевиковые. Задаваясь скоростями потоков W в пределах рекомендованных для этих типов холодильников, вычисляются необходимые диаметры труб (по расходам жидкостей, газов), соответствующие коэффициенты теплоотдачи ах и а2 и величина /(. По заданным температурам потоков определяется средний температурный напор Д/. После этого по уравнению (466) вычисляется необходимая теплопередающая поверхность холодильника, производится компоновка и конструирование его. Затем находится потеря давления Др потоков, проходящих через холодильник.
2. Кожухотрубные и радиаторные холодильники. В соответствии с назначением холодильника выбирается целесообразная конструкция. Учитывая давление охлаждаемого потока и его физико-химические особенности, выбирается схема разделения потоков (какой из них в трубном и какой в межтрубном пространстве) и направление их движения. По заданным температурам потоков и предполагаемому направлению их взаимного движения вычисляется средний температурный напор ДЛ Затем, в качестве первого приближения, задаются ориентировочными величинами и а2 и определяют коэффициент теплопередачи К. Величины ctx и а2 обычно принимают: от стенки к воде и от воды к стенке 2500—5000 ккал/м2 час °C при W = 1 -т- 2 м/сек-, от газа к стенке — 100—300 ккал/м* час°С при W = 5 ч- 15 м/сек-, от стенки к охлаждающему воздуху (радиаторные холодильники) 50—120 ккал/м* час °C при W = 5 ч- 10 м/сек. При расчете величины F для масляных холодильников целесообразно задаваться величиной К, которую обычно принимают равной 150—200 ккал/м* час °C. По полученным параметрам Д/ и К из уравнения (466) находится величина теплопередающей поверхности F’ в первом приближении.
В соответствии с полученной поверхностью F' производится компоновка холодильника. Выбираются размеры труб de, dH и длина, способ размещения труб и шаги между ними. По величине F' определяется также необходимое число труб. Выбирают число ходов охлаждаемого и охлаждающего потоков, согласуй это с допустимыми скоростями движения их. Скорости потоков берутся такими, какие получаются после компоновки теплопередающей поверхности. После этого вычисляются коэффициенты теплоотдачи и уточненный коэффициент теплопередачи. По уравнению (466), в котором величина Д/ остается той же, вычисляется уточненная величина теплопередающей поверхности F. При несоответствии полученной величины F с F' следует произвести перекомпоновку пучка труб, беря за основу величину F, определить скорости потоков в этом уточненном варианте конструкции, произвести вычисление коэффициентов и а2 и величины F* второго приближения. Удовлетворительное сближение F” и F свидетельствует о соответствии найденной теплопередающей поверхности заданным условиям. При неудовлетворительном соотношении этих величин производятся следующие уточнения в компоновке и делается расчет для следующего приближения.
В промежуточных холодильниках компрессоров общего назначения (двухступенчатых с конечным давлением 9 ата) удельная величина теплопередающей поверхности обычно равна
= 0,45 -5- 1 м?1мъ1мин,
где V — производительность компрессора при условиях всасывания, мй/мин. В холодильниках быстроходных компрессоров малой производительности
X- = 0,15-4-0,5 мР/мР/мин.
V
332
Элементы компрессорных установок
Определение потерь давления в холодильниках
Потери давления в холодильниках обусловливаются двумя основными факторами: а) сопротивлением потоку, движущемуся по длине труб; б) местными сопротивлениями, возникающими вследствие изменения геометрической формы проточных каналов и направления потока.
1. Холодильники типа «труба в трубе» и змеевиковые. Общая потеря давления потока в трубе или в кольцевом пространстве между трубами равна
Др = + 2Др2,
(484)
Фиг. 215. График зависимости и ?₽ от А .
где Арх — потеря по длине трубы;
Дра — потери, вызванные местными сопротивлениями.
Величина
ДР1 = Х^
1Г»
2g
Y>
(485)
а< величина Др2 определяется из уравнения
Др2-?^у. (485')
В уравнении (485) lm—общая длина трубы с коленами (холодильник «труба в трубе») или длина змеевика, d — внутренний диаметр для круглых труб, для овальных или кольцевого пространства между трубами d — эквивалентный диаметр, Л, = f (Re) — коэффициент трения, который при Re> ReKp равен Л, = 0,316 Re-0125, при Re < ReKp % = 64 Re-1.
Величины IF и у — скорость потока среды и удельный вес — соответствуют определяющей температуре, принятой при расчете величин ах и а2; Z — коэффициент местных' сопротивлений, определяется [78 ] по урав-
нению
^[0,13 + 0,163(4)]^-»-
(486)
Здесь R — средний радиус закругления (колена) витка;
0° — угол поворота потока.
Для холодильников «труба в трубе» 6° = £.180°, для змеевиковых — 6° = z -360°, где £ — число колен или витков.
Потери давления в патрубках рассматриваются как местные сопротивления. Коэффициенты сопротивления, зависящие от конфигурации патрубка, берутся из справочников [78, 79].
2. Кожухотрубные и радиаторные холодильники. Потери давления в потоке, протекающем в трубном пространстве холодильников, можно определить по формуле
Др = Дрх + Др2 + Др3, (487)
где Др! и Др2 имеют такой же физический смысл, как и в уравнении (484).
Длина трубы, входящая в уравнение для Дрх, равна lm = lzx, где / — длина трубы между трубными досками; гх — число ходов потока в пучке.
Др2 определяется уравнением (485'), в котором коэффициент сопротивления находится аналогично уравнению (486). Величина Др3 — местные
Холодильники
333
потери давления, обусловленные влиянием внезапного сужения или расширения проходного сечения
ДРз=2[& + У(-^Чг^4
(488)
где W — скорости потока в трубах, во входных или выходных патрубках;
WK < W — скорости в камерах (полость между днищем и трубной доской), зависящие от возможных конструктивных габаритов;
£с и £р — коэффициенты, зависящие от отношения проходных сечений, даны в виде кривых на фиг. 215.
Величины W и у относят к средним давлению и температуре.
Потери давления в межтрубном пространстве при поперечном омывании потоком пучка труб с перегородками определяются уравнением, аналогичным уравнению (485'). Скорость W здесь относится к сечению с меньшим шагом труб в пучке. Удельный вес определяют по средней температуре потока. Вместо £ здесь принимается который при шахматном размещении труб [75] равен
при
51 Sg dH
£„ = (5,4 4- 3,4 -nJ Re-0’28,
(489)
£„ = (4,0 + 6,6 -n„) Re-0’28.
Для коридорных пучков (\________________________________________л 23
’ Re-0-26.
(490)
В уравнениях (489), (490) величина nn = nzn, где п — число рядов труб в направлении поперечного хода потока (между перегородками); гп — число поперечных ходов потока.
При вычислении Re за характерный размер берется наружный диаметр круглых труб или d9Ke для овальных, v относится к средней температуре потока. Сопротивление (Др) потоку охлаждающего воздуха в холодильниках радиаторного типа определяется уравнением, аналогичным (485') и складывается из сопротивлений трубчатки и воздухоотводящего кожуха. Первая часть потерь давления может быть определена с учетом уравнений (489) или (490), вторая часть — по методике расчета радиаторов автомобильного типа [80, 66].
ГЛАВА X
СМАЗКА ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
§ 64. СМАЗКА ЦИЛИНДРОВ И САЛЬНИКОВ
Назначением смазки узлов трения поршневых компрессоров является:
1) уменьшение износа трущихся деталей, увеличение долговечности и надежности их работы;
2) уменьшение работы, затрачиваемой на преодоление трения, и, следовательно, повышение к. п. д. машины;
3) улучшение герметичности поршневых колец и сальников штока.
К смазочным маслам предъявляются следующие основные требования: а) способность образовывать устойчивую масляную пленку на трущихся поверхностях; б) химическая инертность к материалам деталей маслопроводов и трущихся поверхностей, а также к газам, окружающим узлы трения.
Условия работы смазочных масел в различных узлах трения различны. В воздушных компрессорах смазка, подводимая к цилиндрам и сальникам, находится в соприкосновении с горячим сжатым воздухом, вызывающим испарение и окисление масла. Смазка же, подводимая к узлам трения механизма движения, окружена воздухом, имеющим атмосферное давление и умеренную температуру.
Подача смазки в цилиндры компрессора должна осуществляться при давлениях, превышающих минимальное давление газа в цилиндре. Давление же масла, поступающего в узлы трения механизма движения, редко превышает 2—3 ата. Поэтому в поршневых компрессорах, особенно крейцкопфных, предусматриваются две системы смазки. Одна — для смазки цилиндров и сальников штока специальными маслами, а другая — для смазки всех остальных узлов трения обычными машинными маслами.
Рассмотрим смазку цилиндров воздушных поршневых компрессоров.
Смазочное масло в цилиндре компрессора располагается тонким слоем на поверхностях цилиндра, поршня, штока, крышек цилиндра и клапанов, а также в виде тумана и паров в объеме сжимаемого газа. Большие поверхности контакта масла и воздуха, высокие давления и температуры способствуют окислению наименее стойких и испарению легколетучих компонентов масла.
Скорость окисления масла примерно пропорциональна давлению воздуха. Этот процесс также очень чувствителен к изменению температуры. Заметное окисление смазочных масел наступает при достижении температуры 60° С. Последующее повышение температуры на каждые 10° С увеличивает скорость окисления в 2—3 раза. В результате на поверхностях цилиндра образуется слой продуктов окисления, который будем условно называть нагаром.
Нагар наиболее интенсивно образуется на поверхностях клапанов и той части цилиндра, в которой масло соприкасается со сжатым и наиболее нагретым воздухом. Образование нагара на поверхностях клапанов увеличивает
Смазка цилиндров и сальников
335
их гидравлическое сопротивление. Слой нагара на поверхности цилиндра ухудшает охлаждение и увеличивает износ деталей и потери на преодоление трения. Отложение нагара на поверхности поршневых колец и в поршневых канавках ухудшает герметичность поршня и может привести к заклиниванию поршневых колец.
Масляный туман и пары летучих фракций вместе с газом поступают в межступенчатые коммуникации и в нагнетательный трубопровод. Здесь* окислительный процесс продолжается, и на стенках коммуникаций также отлагается нагар. Слой нагара состоит из элементов, являющихся промежуточными продуктами окисления масла, большого количества свежего неокис-лившегося масла, окислов металла трубопровода, воды и других примесей. При высоких давлениях и температурах воздуха, а также при наличии катализаторов процесса (вода, окислы металла) скорость реакции окисления возрастает. Так как эта реакция происходит с выделением тепла, то нагар разогревается, что вызывает, в свою очередь, новое ускорение реакции окисления и повышение температуры. В конечном итоге может произойти так называемое самовозгорание цагара. Последнее особенно опасно, если концентрация паров масла достигает 32—40 мг/л, что может привести к возникновению взрыва. Поэтому важным качеством масел являются температуры вспышки и воспламенения. Обе эти температуры определяются при нагревании масла в открытом тигле. При температуре вспышки смесь паров масла и окружающего воздуха над зеркалом свободной поверхности масла загорается от источника огня и сразу же гаснет. Температура воспламенения при этих же условиях даст горение масла в течение 5 сек.
Температура вспышки компрессорных масел лежит в интервале от 216 до 245° С. Температура воспламенения обычно на 10—15° С выше температуры вспышки.
Температурой вспышки компрессорных масел определяются допустимые температуры нагнетаемого воздуха. По соответствующим нормам (ГОСТ 7426-^-55) допускаемая температура нагнетания воздушных одноступенчатых компрессоров с водяным охлаждением не должна превышать 185° С. и 160° С для двухступенчатых машин. В компрессорах с воздушным охлаждением температура нагнетания не должна превышать более чем на 20° С нормы для компрессоров с водяном охлаждением.
Отложение слоя нагара в коммуникациях компрессора увеличивает газодинамические потери, так как нагар уменьшает сечение каналов. Отложение нагара в холодильнике вызывает недоохлаждение газа, что приводит к перераспределению давлений по ступеням и повышению температур газа в ступенях.
Одним из основных качеств смазочных масел, применяемых для смазки цилиндров, является их стабильность, т. е. способность противостоять окислению кислородом воздуха. Стабильность масла характеризуется отношением веса осадка, образовавшегося в масле при глубоком старении его, к первоначальному весу масла. Для компрессорных масел эта величина не должна превышать 0,3% (ГОСТ 1861—54).
Наличие в смазочных маслах кислот, особенно водорастворимых, сообщает им корродирующие свойства. Реагируя с металлами, кислоты образуют мыла, имеющие вид студнеобразных сгустков. Они затрудняют циркуляцию смазки, ухудшают ее качество и ускоряют окислительный процесс, являясь катализаторами. Кислотность масла оценивается кислотным числом, представляющим собой число миллиграммов КОН, нейтрализующих 1 г масла. Кислотное число компрессорных масел не должно превышать 0,15 (ГОСТ 1861—54).
Компрессорные масла не должны содержать механических примесей выше 0,007%. Механические примеси ухудшают смазочные качества и уско
336
Смазка поршневых компрессоров
ряют окислительный процесс масла. Такое же влияние на качество масла оказывает наличие в нем воды и значительная зольность. Компрессорные масла не содержат воды и зольность их не превышает 0,015 % (ГОСТ 1861—54).
Одним из основных качеств масел, определяющих их смазочные способности, является вязкость. Применение масла малой вязкости вызывает нарушение масляной пленки между трущимися деталями (выдавливание смазки). Это приводит к увеличению трения. С другой стороны, повышенная вязкость масла вызывает увеличение затраты мощности на преодоление жидкостного трения.
Вязкость масла выражается в единицах динамической вязкости р — пуазах (кг/сек/м*), кинематической вязкости v — стоксах (мЧсек) или в единицах относительной вязкости Е° — градусах Энглера. Между единицами вязкости существуют следующие зависимости:
= Y (о,О73г1°Е — (491)
где q — плотность;
Y — удельный вес, г/см3.
Вязкость масла зависит от температуры и давления. Зависимость вязкости минеральных масел от температуры достаточно точно отражается формулой Вальтера
= е^/т _ Од (492)
где а — постоянная для данного масла, определяемая из опытов;
е — основание натурального логарифма;
Т — абсолютная температура.
Индексы при вязкости указывают температуру масла, при которой замерена ее величина.
Зависимость вязкости от давления выражается формулой
Рр = 1Чрр, (493)
где р0 — вязкость при атмосферном давлении;
рр — вязкость при давлении р;
Р — постоянный для данного масла коэффициент. Величина его для минеральных масел изменяется в пределах от 1,002 до 1,004.
Величина кинематической вязкости компрессорных масел для воздушных компрессоров общего назначения при температуре 100° изменяется от И до 21 сст (ГОСТ 1861—54). Относительная вязкость их при тех же условиях изменяется от Е100 = 1,7 до Е100 = 3°.
Для компрессоров конечного давления 180—225 кГ/см? рекомендуются масла с относительной вязкостью Е1оо 3,8°. Масла меньшей вязкости будут выдавливаться из зазоров между поршнем и цилиндром сжатым газом в сторону низкого давления и масляная пленка будет разрушена.
Смазка цилиндров воздушных, поршневых и ротационных компрессоров общего назначения производится следующими специальными компрессорными маслами:
1) компрессорное 12 (М), представляющее смесь 80% масла МК-22 и 20% машинного;
2) компрессорное 19 (Т)—80% МК-22 и 20% цилиндрового 11.
Качества этих масел определяются ГОСТ 1861—54.
Масло компрессорное 12 применяют в зимнее, а компрессорное 19 в летнее время. Если компрессор работает на давление выше нормального, а также
Смазка цилиндров и сальников
337
при значительном износе втулок цилиндра, следует производить смазку компрессоров более вязким маслом. Например, от смазки компрессорным маслом 12 следует перейти на масло компрессорное 19 и т. д.
В случае отсутствия компрессорных масел они могут быть временно заменены маслами, имеющими близкие физические свойства (температуру вспышки, вязкость, стабильность и т. д.). Заменителями компрессорных масел могут быть:
1) смесь авиационных масел МК и МС;
2) цилиндровое 11;
3) смесь автола 18 и авиационного МК;
4) смесь автола 18 и машинного М и т. д.
Воздушные компрессоры с давлением нагнетания 200—225 ати смазываются компрессорным маслом 19, а более высокого давления — авиационным МК-22 и брайтстоком. Масло брайтсток является одним из стабильных минеральных масел. Его характерные свойства: температура вспышки 245° С, Еюо = 2,6°, отсутствие водЬ1, механических примесей и зольности. Близкие качества имеет и авиационное масло МК-22.
Сжатие воздуха выше 400 ати при смазке минеральными маслами считается взрывоопасным. Однако при снижении температуры нагнетаемого воздуха, очистке его от влаги и пыли смазка минеральными маслами является допустимой. Компрессоры высокого и сверхвысокого давления, сжимающие воздух, могут также смазываться эмульсией, содержащей 80—90% глицерина и 10—20% минерального масла, кремнеорганическими смазками (ТУМХП 2416—34), фтороуглеродистыми и полиалкиленгликолевыми маслами, обладающими высокой стабильностью.
Смазка азотных, азотноводородных и водородных компрессоров производится маслом «цилиндровое 6» с вязкостью по Энглеру Е100 = 4,5—6 или другими маслами с близкой вязкостью (вапор — Е100 = 5,5—7, гудрон валорный — Е100=6—8,5). Так как сжимаемые в этих компрессорах газы не производят окисления масла, то нет необходимости требовать высокой стабильности масел для таких машин.
Смазка компрессоров, сжимающих колошниковый, коксовый и естественные и искусственные горючие газы, производится теми же маслами, как и азотноводородные машины, смешивая эти масла с регенерированными маслами.
В этиленовых компрессорах в качестве смазки применяется технический глицерин.
Кислородные компрессоры не допускают применения минеральной смазки, так как при контакте с кислородом минеральные масла взрываются. Для смазки кислородных компрессоров применяют смесь дистиллированной воды с 6—8% технического глицерина.
Хлорные компрессоры смазываются концентрированной серной кислотой. Аммиачные холодильные компрессоры смазываются маслом «Фригус».
При эксплуатации компрессорных машин необходимо обращать внимание на количество смазки, подаваемой в цилиндры компрессора. Недостаточная подача смазки вызывает повышение затрат мощности на преодоление трения, износ и перегрев трущихся деталей. При избыточной подаче смазки происходит накопление ее в цилиндре и может привести к аварии машины вследствие гидравлического удара. Избыток смазки в воздушных компрессорах вызывает усиленное образование нагара как в цилиндре компрессора, так и в коммуникациях.
Нормы расхода смазки для компрессоров устанавливаются администрацией предприятия, исходя из фактического состояния машин и условий их работы.
22 Захаренко и др. 314
338
Смазка поршневых компрессоров
Нормы расхода смазки устанавливаются путем снятия масляных диаграмм и наблюдения за работой машины.
В компрессорных машинах нормы подачи масла могут назначаться также на основании табл. 18 и 19.
Таблица 18
Нормы расхода масла для смазки цилиндров и сальников воздушных компрессоров общего назначения (подача смазки не более г!час)
Пр о из водите ль ноть компрессора Vlt м*[мин Бескрейцкопфный компрессор Крейцкопфный компрессор
р: = 4 кГ/смг р2 = 8 кГ/см* pt = 8 кГ/см*
3 35 40 —
6 45 70 —
10 — 90 50
20 — 180 70
30 — — 90
50 — — 115
100 — — 170
Расход масла для смазки воздушных компрессоров *
Таблица 19
Диаметр цилиндра, мм Производительность цилиндра, м*[мин Поверхность скольжения, м*!мин Количество капель масла в минуту Расход масла за 10 час., л
До 150 До 1,8 До 45 1 0,03
150— 200 1,8—3,5 45— 70 1—2 0,05
200— 250 3,5—6,3 70—100 2 0,06
250— 300’ 6,3—9,8 100—140 3 0,10
300— 375 9,8—17 140—185 5 0,18
375— 450 17— 28 185—240 6 0,23
450— 600 28— 50 240—340 8 0,33
600— 750 50— 85 340—450 10 0,40
750— 900 85—125 450—550 12 0,50
900—1050 125—180 560—700 15 0,75
1050—1200 180—250 700—840 20 1,00
♦ Технические нормы на нефтепродукты, Гостоптехиздат, 1956.
В табл. 19 приводятся ориентировочные нормы расхода масла для смазки цилиндров воздушных компрессоров. Количество подаваемой смазки дается в этих нормах в зависимости от пройденной поршнями поверхности трения F мЧмин.
F = 2nD4s„n0.
(494)
Нормами, приведенными в табл. 19, можно руководствоваться только для компрессоров, находящихся в хорошем состоянии, с приработавшимися поверхностями трения.
Смазка цилиндров и сальников
339
Для компрессоров новых или с заново расточёнными втулками цилиндров и новыми поршневыми кольцами в период приработки, а также и для сильно изношенных компрессоров нормы расхода масла должны быть увеличены в 1,5 -н 2 раза. В многоступенчатых машинах высокого давления, смазываемых компрессорным маслом 19, авиационными маслами МК-22 или брайтстоком, нормы смазки должны быть увеличены в 4—6 раз по сравнению с данными табл. 19. Ориентировочно можно также считать, что в компрессорах с хорошо приработавшимися поверхностями необходим 1 г масла на 400 м2 пройденной поверхности трения цилиндра низкого давления, 0,65—1 г на 100 м* для цилиндров высокого давления и 3 г на 100 м* поверхности трения сальника.
В поршневых компрессорах нашли применение следующие способы подачи смазки в цилиндры и сальники:
1) смазка разбрызгиванием;
2) смазка распыливанием;
3) смазка с помощью специальных насосов — лубрикаторов;
4) смазка под давлением сжатых газов.
Смазка разбрызгиванием является одним из наиболее распространенных способов смазки в вертикальных компрессорах одностороннего действия небольшой производительности. При этом способе в картер компрессора заливают масло до уровня, при котором нижняя головка шатуна, противовеса или специального разбрызгивателя, закрепленного на этих деталях, касается зеркала масла. При вращении коленчатого вала происходит разбрызгивание масла и образование в картере масляного тумана. Мелкие капли масла оседают на внутренней поверхности картера и цилиндра. Капли масла, осевшие на стенках цилиндра, разносятся поршневыми кольцами по всей его поверхности. Избыток смазки снимается маслосъемными кольцами. Компрессор, имеющий смазку цилиндров разбрызгиванием, изображен на фиг. 122.
Смазка цилиндров разбрызгиванием очень проста. Это ее основное достоинство. Однако этот способ имеет и ряд существенных недостатков, главными из которых являются:
1) трудность регулирования количества масла, поступающего в цилиндр;
2) интенсивное «старение» разбрызгиваемого в картере масла и засорение его пылью;
3) смазка механизма движения компрессорным маслом, которое является более дорогим.
При смазке компрессоров способом распыливания на всасывающий патрубок устанавливается масленка-капельница. Капли масла распиливаются потоком всасываемого воздуха и вместе с ним попадают в цилиндр машины. Здесь масло оседает на поверхности цилиндра и поршневыми кольцами разносится по всей поверхности трения цилиндра. Следующие ступени смазываются маслом, унесенным с воздухом из первой ступени. Этот способ смазки несложен и допускает регулирование подачи смазки в цилиндр. Однако распыленное масло усиленно окисляется.
Смазка цилиндров с помощью специальных насосов — лубрикаторов является наиболее совершенной. Все машины высокого давления, а также средней и большой производительности низкого давления имеют смазку цилиндров с помощью насосов-лубрикаторов. При этом способе масло подается непосредственно в цилиндр машины в наиболее целесообразных точках и в необходимом количестве. Схема такой смазки изображена на фиг. 216.
Масло из масляного бачка 1 по маслопроводу 2 всасывается в насос-лубрикатор 3, из которого под необходимым давлением по нагнетательным маслопроводам 4 поступает в узлы трения цилиндров. Привод лубрикатора может 22*
340
Смйзка поршневых компрессоров
осуществляться либо от отдельного электродвигателя, либо от коленчатого вала компрессора через передачу 5. В последнем случае система смазки должна предусматривать ручную прокачку смазки перед пуском машины.
Контроль за подачей смазки производится при помощи специальных краников, устанавливаемых в месте поступления масла к узлам трения, либо специальными указателями потока масла.
Существует большое количество конструкций насосов-лубрикаторов. По способу перемещения плунжеров насоса их можно разделить на насосы с перемещением плунжеров с помощью фигурной шайбы и насосы с перемещением плунжеров эксцентриковым валом.
На фиг. 217 изображена схема лубрикатора с приводом от фигурной шайбы. Лубрикатор собирается из необходимого для машины количества
Фиг, 216. Схема смазки цилиндров в поршневом компрессоре:
1 — масляный бак; 2 — всасывающий маслопровод лубрикатора; 3 — лубрикатор; 4 — нагнетательные маслопроводы; 5 — привод лубрикатора.
насосных элементов, которые крепятся к плите лубрикатора 1. Насосный элемент состоит из рабочего плунжера 2 и распределительного плунжера 3, которые помещены в корпусе элемента 4. Возвратно-поступательное движение рабочий плунжер получает от фигурной шайбы 5, а распределительный — от шайбы 6. Обе шайбы закреплены на валу лубрикатора 7, который вращается от коленчатого вала компрессора через передачу. За один оборот вала лубрикатора рабочий плунжер совершит два возвратно-поступательных движения, а распределительный — одно.
На фиг. 217 схематически изображены четыре характерных положения деталей насосного элемента, по которым можно проследить работу насоса. Положение а соответствует началу подъема рабочего плунжера вверх и поступление в полость под ним новой порции масла через всасывающее отверстие в насосном элементе 8 и распределительном плунжере 9.
На фиг. 217, б рабочий плунжер опускается вниз. Распределительный плунжер поднят в крайнее верхнее положение. Пространство под рабочим плунжером соединено с верхним выходным отверстием 10 лубрикатора и отключено от всасывающего отверстия. Этому моменту соответствует нагнетание масла в верхнее выходное отверстие. Положение деталей элемента насоса на фиг. 217, в аналогично положению а. Однако если в положении а распределительный плунжер перемещался вверх, то в положении в — вниз. Рабочий плунжер двигается вверх, и в пространстве под плунжером происходит всасывание новой порции масла.
В положении г рабочий плунжер опускается вниз, а распределительный плунжер соединяет пространство под рабочим плунжером с нижним выходным отверстием. В этом положении происходит подача масла в нижнее выходное отверстие И.
Лубрикаторы подобной конструкции изготовляются заводом «Манометр» до давления 100 ат. Масляные резервуары для лубрикатора выполняются емкостью 2, 3, 4 и 6 л в зависимости от назначения лубрикатора.
Смазка цилиндров и сальников
341
У насосов с фигурной шайбой при работе на высокое давление происходит интенсивный износ шайбы. По этой причине насосы-лубрикаторы, подающие масло с давлением выше 100 кГ/см* выполняются с перемещением рабочих плунжеров коленчатым или эксцентриковым валом.
Фиг. 217. Лубрикатор с приводом плунжеров от фигурной шайбы.
На фиг. 218 изображена схема конструкции многосекционного насоса-лубрикатора типа НП-500, предназначенного для централизованной смазки цилиндров и сальников поршневых компрессоров. Насос рассчитан на создание давлений масла до 500 кПсм\ В индивидуальном исполнении насосы НП-500 могут быть использованы для создания давлений до 1000 кПсм*.
Смазочное масло заливается внутрь корпуса насоса 2, выполняющего роль масляного бака, через сетчатый фильтр 1. Из корпуса масло всасывается через отверстие 3 в корпусе элемента 4 в пространство, образующееся при подъеме вилки 5. Вилка получает возвратно-поступательное движение от коленчатого вала 6, При движении вилки вниз масло, находящееся в объеме под плунжером вилки 5, нагнетается по трубке 7 в сборник S, находящийся в верхней части корпуса. В сборник 8 масло нагнетается всеми
342
Смазка поршневых компрессоров
направляющими вилками элементов насоса. Количество вилок в одном корпусе может быть до четырех. Объем смазки, подаваемой в сборник 8, больше, чем производительность насоса, поэтому в сборнике устанавливается постоянный уровень, определяемый высотой уровня бурта сборника. Лишнее масло сливается в корпус насоса 2. Из сборника 8 масло самотеком по каналу 9
через дроссельный кран 10 поступает каплями во всасывающую полость насосной секции 11, а затем по каналу 12 в рабочую полость насосной сек-
ции 13 при подъеме плунжера 14. Плунжер 14 соединен с направляющей вилкой 5, от которой и получает возвратно-поступательное движение. Обычно каждая вилка перемещает два рабочих плунжера, подающих масло в две точки. При движении направляющей вилки и рабочих плунжеров вниз масло через двойной клапан 15 поступает в маслопровод, а по нему к узлам трения.
Регулирование производительности каждого насосного элемента производится дроссельным краном 10. На конической поверхности пробки крана 10 выфрезеро-ван паз с постепенно изменяющимся сечением, что позволяет плавно изменять производительность от нуля до максимальной. Количество капель масла, подающееся
во всасывающую полость насосной секции, можно видеть через прозрачную стенку полости 11. Максимально допустимое число оборотов коленчатого вала насоса 8 об/мин. Привод лубрикатора осуществляется либо от отдельного двигателя через планетарный редуктор, либо от коленчатого вала компрессора через понижающую передачу. В последнем случае насос должен допускать возможность ручной подачи масла перед пуском машины.
Если компрессор имеет больше восьми точек смазки, то устанавливаются параллельно два лубрикатора. Производительность элемента насоса-лубрикатора определяется по уравнению
QH з — Ю-6 -л~ sn^ л!мин,
(495)
где d — диаметр рабочего плунжера, мм;
s — ход рабочего плунжера, мм;
п — количество оборотов коленчатого вала насоса или фигурной шайбы, об/мин.;
% — коэффициент подачи насосного элемента.
Величина % обычно составляет при низких давлениях 0,85—0,9. Для элементов, подающих масло при давлении 1000 кПсмг, по данным испытания Ленфилиала НИИхиммаш, X составляет 0,3.
Смазка механизма движения
343
Мощность, затрачиваемая на привод насоса, определяется уравнением i
2iQh.9Hv
N = 102. ЮОО-бОт) квт’ (^96)
где Н — напор, развиваемый насосным элементом;
у — удельный вес масла;
т] — механический к. п. д. насоса.
Величина Л для насоса НП-500 при давлении нагнетания в 500 кПсм* «составляет 0,56.
Двухкорпусный насос НП-500, имеющий 16 рабочих элементов, при работе на давление 500 кПсм2 потребляет мощность 0,4 квт.
Масло из насосных элементов лубрикаторов поступает к узлам трения по трубкам. Для давления масла до 300 кПсм2, используют обычно медные трубки 6x1 мм, а для более высоких давлений 5 X 1,5 мм. У мест подвода смазки к компрессору устанавливаются обратные клапаны, которые желательно выполнять с пробными краниками. Пробные краники позволяют проверять заполнение маслопровода маслом и подачу масла насосным элементом.
§ 55. СМАЗКА МЕХАНИЗМА ДВИЖЕНИЯ
Коренные и шатунные подшипники, подшипники пальцев поршня, ползуны и другие узлы трения, не работающие в контакте с сжатыми и нагретыми газами, имеют обычно отдельную систему смазки, которая выполняется циркуляционной.
На фиг. 219 и 220 изображены типовые системы циркуляционной смазки механизма движения горизонтальных и вертикальных компрессоров. Масло всасывается шестеренчатым насосом 3 из маслосборника 1 через приемный фильтр 2. В вертикальных компрессорах роль маслосборника выполняет картер (фиг. 220). Из шестеренчатого насоса масло под давлением 2—4 кПсм* поступает в фильтр грубой очистки 6. Затем основной поток масла, пройдя через холодильник 7 и узлы трения 8, стекает в маслосборник или картер. Около 5—15% производительности масляного насоса QM после фильтра грубой очистки направляется в фильтр тонкой очистки 5 и затем очищенное масло стекает в маслосборник. Для поддержания постоянного давления перед фильтром грубой очистки устанавливается перепускной клапан 4, который при превышении давления масла перепускает часть его в маслосборник, минуя основной круг циркуляции. Наличие перепускного клапана облегчает работу масляной системы при пуске машины, когда вязкость холодного масла велика и для перемещения всего расхода маслачерез систему требовалось бы создание насосом большого напора.
Привод масляного насоса осуществляется либо от отдельного электродвигателя (в крупных горизонтальных машинах), либо от коленчатого вала компрессора через передачу. В последнем случае система смазки заполняется перед пуском машины маслом ручным насосом 9.
В малых компрессорах система смазки механизма движения делается более простой. В ней может отсутствовать перепускной клапан, фильтр тонкой очистки и масляный холодильник. В некоторых малых вертикальных компрессорах, предназначенных для коротких периодов работы, отсутствует даже масляный насос. В этих машинах смазка цилиндров, подшипников пальца, поршня и шатуна осуществляется разбрызгиванием, а коренные подшипники имеют кольцевую смазку. Количество масла, поступающее В шатунные подшипники и подшипники пальца поршня при таком способе
344
Смазка поршневых компрессоров
смазки, оказывается недостаточным и вызывает при длительной работе недопустимое повышение температуры этих деталей.
Рассмотрим отдельные элементы циркуляционной системы. Перемещение смазки в такой системе осуществляется шестеренчатым насосом. Производительность шестеренчатого насоса определяется уравнением
QH = 6,4 AQ-*zm2bnk л!мин, (497)
------ Сбежее масло ------Отработанное масло
Термометр
Манометр
_L Отбор давление Зля автоматического контроля
Фиг. 219. Схема циркуляционной смазки горизонтального поршневого компрессора.
где т — модуль шестерен, мм\
г — количество зубьев в шестерне насоса;
b — ширина шестерни, мм\
п — число оборотов шестерен в минуту;
% — коэффициент производительности насоса.
Величина % зависит от точности изготовления и сборки деталей насоса и создаваемого им давления. Для насосов, применяемых в системах смазки, она изменяется от 0,95 до 0,9 для точно изготовленных шестерен с фрезерованными зубьями и 0,7—0,75 для обычных насосов [85]. Мощность, затрачиваемая на привод насоса, NИ определяется уравнением
дг __ Qh&P
2V«“6m^
(498)
Смазка механизма движения
345
где
612 =
60-10М02
104
Др — повышение давления масла в насосе, кПсм*.
Величина Др для циркуляционных систем поршневых компрессоров составляет 2—3 кПсм\ ч\мех. нас = 0,7 0,8 — механический к. п. д. насоса.
Производительность насоса для циркуляционной системы смазки опреде
Фиг. 220. Схема циркуляционной смазки вертикального компрессора.
ляется способностью системы охлаждать масло. Масло в системе получает в минуту количество тепла Qm, определяемое уравнением
• 60 • 102 [J ккал/мин, (499)
где Nm — мощность, затрачиваемая на преодоление трения в механизме движения, квт;
NH — мощность, потребляемая масляным насосом, квт.
При движении масло охлаждается в холодильнике, маслопроводах и маслосборнике. Количество тепла, отводимое от масла, Qgx равно
Qox % a.QMc\kt ккал/мин, (500)
где а — часть производительности насоса, проходящая основной
круг циркуляции; а = 0,85—0,95;
с = 0,4 ккал/кГ — теплоемкость масла;
у = 0,9 кГ/л — удельный вес масла;
А/ — понижение температуры масла в охлаждающих элементах системы.
Величина А/ зависит от схемы циркуляции. Как показал опыт, при наличии масляного холодильника А/ можно принимать 15—20° С, а при отсутствии холодильника — 8—10° С.
346
Смазка поршневых компрессоров
Тепловой режим в системе установится при равенстве Qox и Qm. Приравняем правые части уравнений (499) и (500) и заменим N„ его выражением из уравнения (498). Тогда получим
= ло_.612^-на^от — м/мин, (501)
42,7Л.1]л<«х. насаУс^ &Р
где Nm выражено в кет, а Др — кГ/см\
Учитывая износ шестерен насоса при эксплуатации машины и уменьшение по этой причине производительности насоса, обычно производительность масляного насоса выбирают на 20—30% больше, чем получено из уравнения (501).
Ориентировочно можно определить производительность масляного насоса по мощности привода компрессора. В крупных малооборотных компрессорах на 1 кет мощности привода компрессора необходима производительность масляного насоса 0,05—0,055 л/мин. Вертикальные, угловые и другие бескрейцкопфные машины имеют более низкий механический к. п. д. Чаще всего в их циркуляционной системе отсутствует масляный холодильник, поэтому производительность масляного насоса на 1 кет подводимой мощности больше и составляет 0,075—0,2 л/мин.
Для шестеренчатых насосов циркуляционных систем поршневых компрессоров принят следующий ряд производительностей: 6—10—16—25—40— 50—80—120—160—250—400 л!мин [67]. Этим рядом производительностей обеспечиваются масляные системы всех отечественных компрессоров.
Масляные насосы обладают небольшой всасывающей способностью, поэтому их устанавливают чаще всего ниже уровня масла в маслосборнике. В противном случае в начале всасывающего трубопровода необходимо монтировать обратный клапан. Приемные фильтры масляных насосов выполняются из металлической сетки с размером ячеек 0,6 X 0,6 мм (ГОСТ 3826—47).
Поток масла, проходя узлы трения, уносит с собой продукты износа деталей. Загрязнение масла и его окисление происходит также в маслосборнике и других элементах системы. По этой причине предусматривается очистка циркулирующего масла. В наиболее совершенных системах эта очистка двухступенчатая. В фильтрах грубой очистки удаляются частицы диаметром, превышающим 0,08 мм. Предполагается, что частицы меньшего размера могут пройти внутри масляного слоя узла трения, не повредив детали. В фильтрах тонкой очистки улавливаются частицы размером 0,01 — 0,001 мм и даже коллоидные частицы разложения смазочных масел.
Грубая очистка масла наиболее часто осуществляется пластинчатыми фильтрами (фиг. 221). Фильтрующий патрон состоит из чередующихся пластин: основных 1 и дистанционных 6, смонтированных на поворотном валике 2, установленном в крышке фильтра. Между основными пластинами расположены скребки 3. Они смонтированы на неподвижном стержне 4, чередуясь со своими дистанционными пластинами 5. Стержень 4 неподвижно закреплен в крышках фильтра. Загрязненное масло, проходя через щели между основными пластинами патрона, очищается. Наименьший размер частиц, удерживаемый фильтром, определяется толщиной основной дистанционной пластины патрона. Она делается не больше 0,08 мм. Отделенные от масла примеси оседают на боковой поверхности патрона. Слой этих частиц увеличивает сопротивление фильтра. Очистка фильтрующей поверхности производится поворотом патрона вокруг своей оси. Так как пластины скребков неподвижны, то они при повороте патрона снимают слой осадка из щелей фильтра. В фильтрах малой производительности поворот патрона осуществляется вручную, а в крупных фильтрах — специальным двигателем. Для грубой очистки масла нередко используются сетчатые фильтры, у которых
6-6
Фиг. 221. Схема конструкции пластинчатого фильтра.
Смазка механизма движения
348
Смазка поршневых компрессоров
фильтрующим элементом являются металлические сетки с размером ячейки в свету не более 0,1 мм. Основным недостатком сетчатых фильтров является невозможность очистки их в процессе работы. Поэтому системы с сетчатыми фильтрами должны иметь два фильтра, включаемых параллельно. Причем работает только один из них, а второй является запасным и используется лишь во время очистки засорившегося фильтра.
Расчет необходимой поверхности F фильтрующих элементов производят исходя из допустимых скоростей W потока масла в фильтрующих элементах или исходя из допустимого сопротивления фильтра Др.
В первом случае необходимая площадь фильтрующих элементов будет [401
Рф^\6,6^^см\ (502)
где QM — производительность насоса, л!мин\
W — допустимая скорость масла в фильтрующих элементах, см/сек. Эту скорость обычно принимают от 5 до 15 см!сек\
кф — коэффициент живого сечения, характеризующий пропускную способность фильтрующих элементов.
Для щелевых фильтров величина кф определяется уравнением
*4 = 37TV<'-f/36°)’ <503>
где — толщина дистанционной пластины;
8ф — толщина основной пластины;
<р — угол дуги фильтрующего элемента, перекрываемый скребками. В зависимости от размера фильтра величина ср лежит в пределах 10 30°.
Для сетчатых фильтров величина 1гф будет
<504>
где d — диаметр проволоки;
аф — размер ячейки в свету.
При определении площади фильтра Рф по допустимому перепаду давления в нем пользуются формулой
<505)
где р — абсолютная вязкость масла в пуазах;
р — удельная пропускная способность фильтра, л!смг.
Для щелевого фильтра р = 0,08, а для сетчатых Р = 0,05. Величина Др принимается от 0,8 до 1,4 кПсм2.
В качестве фильтров тонкой очистки в компрессорах небольшой производительности часто применяют, фильтры с патронами АСФО-1. На фиг. 222 изображен такой патрон и его элементы. Патрон представляет собой набор картонных фигурных пластин 1 и прокладок 2 между .двумя дисками 3. В собранном патроне вследствие наличия прокладок образуются щели, через которые масло поступает в камеры фильтра А. Каждая камера ограничивается поверхностями двух прокладок 2 и перемычками фигурной пластины 1. Из камер по каналам, образованным шероховатостями поверхностей плотно сжатых пластин и прокладок, очищенное масло стекает в центральный канал патрона В, а затем в выходной патрубок. Для ускорения фильтрации и стока масла в центральный канал на поверхностях перемычек выдавлены каналы, идущие к центру. Фильтры тонкой очистки
Смазка механизма движения
349
с патронами АСФО-1 удаляют из масла не только механические примеси, но
и коллоидные продукты окисления масла.
В компрессорах большой производительности тонкая очистка масла может производиться центробежными масляными очистителями (ЦМО), работаю-
щими по принципу центрифуги.
На фиг. 223 изображен ЦМО Уральского автозавода. Корпус ротора 1
Фиг. 223. Центробежный масляный очиститель.
Фиг. 222. Патрон фильтра тонкой очистки АСФО-1.
и его крышка 3, выполненные из алюминиевого сплава, устанавливаются на оси ротора 5 и вращаются в двух бронзовых втулках 9 и //, запрессованных в корпус. Крышка и корпус ротора стягиваются гайкой 7, навернутой на стальной резьбовой переходник 8, Осевое перемещение ротора ограничено опорным подшипником 12 и стальным закаленным кольцом 3, упруго закрепленными на оси 5. Величина осевого перемещения составляет 0,3— 1,0 мм. В корпусе ротора установлены наклонные маслозаборные колодцы (трубки) 2, входные отверстия которых наклонены к оси и закрыты защитными металлическими сетками 4. Выходные концы закреплены в приливах корпуса ротора. В эти же приливы ввернуты сопла 13 (см. разрез по А—Д). В корпусе ротора, кроме того, установлен маслонаправляющий стакан 10, способствующий улучшению закрутки масла и удлинению его пути в роторе.
Масло под давлением 5 кПсм2, поступает по центральному каналу в оси ротора. Затем по боковым отверстиям в оси проходит во вращающийся корпус ротора. Здесь поток масла закручивается и примеси, имеющие больший удельный вес, чем масло, отбрасываются к стенкам ротора, на которых
350
Смазка поршневых компрессоров
и оседают. Очищенное масло, пройдя защитные сетки, поступает в маслозаборные колодцы и через сопла выбрасывается в маслосборную камеру А (фиг. 222). Вращение ротора осуществляется за счет реактивного действия струи масла, выбрасываемого соплами. Ротор вращается со скоростью от 3000 до 7000 об/мин. Очистка ЦМО производится при разобранном корпусе ротора. Эти аппараты в сравнении с фильтрами, снабженными патронами АСФО-1, обладают следующими преимуществами:
1) меньшие .габариты;
2) отделяют от масла воду;
3) более надежная работа в загрязненном состоянии.
Однако фильтры с патронами АСФО-1 удаляют коллоидные частицы разложения масла и дают поэтому более чистое масло.
Основные размеры фильтра ЦМО, выпускаемого Уральским автомобильным заводом: внутренний диаметр ротора 111 мм, высота 70 мм, диаметр отверстий в соплах 2,2 мм, емкость ротора 0,63 л, вес 1,1 кГ.
Для смазки механизма движений компрессорных машин рекомендуется применять масла «Индустриальное 45», «Индустриальное 50» (ГОСТ 1707—51).
Объектами контроля в циркуляционной системе смазки являются:
1) уровень масла в маслосборнике и картере;
2) температура и давление масла в различных точках циркуляционной системы;
3) количество масла, поступающего в отдельные узлы трения;
4) качество масла в системе.
Уровень масла контролируется при помощи маслоуказателей. Чаще всего замер уровня производится специальным стержнем (который называют иногда щупом) по следу масла, оставляемого на шкале стержня. Чтобы предохранить шкалу от попадания на нее брызг масла, масломерный стержень помещают в металлическую трубку. Иногда замер уровня масла производится масломерными стеклами. В случае понижения уровня масла ниже допустимого предусматривается автоматическая подача звукового или светового сигнала, а также выключение главного двигателя компрессорной установки.
Давление масла контролируется с помощью манометров. В крупных компрессорах контролю подлежит давление масла перед подачей в распределительную сеть, в коренных подшипниках и перед фильтром грубой очистки. При приводе масляного насоса от отдельного двигателя пуск главного двигателя блокируется с давлением масла в циркуляционной системе.
Температура масла контролируется в картере или на сливе в масляный бак, до и после холодильника и у коренных подшипников. Контроль осуществляется обычными или специальными термометрами или термопарами. Нередко имеются автоматические устройства, включающие сигнал при превышении допустимых температур. Температура масла в подшипниках не должна превышать 60° С.
Контроль за движением масла и количеством его осуществляется постановкой просматриваемых участков маслопровода, изготовленных из стекла или пластмассы. Иногда перед узлами трения на маслопроводе ставятся трехходовые краники, позволяющие также контролировать поток масла.
Контроль за качеством масла, циркулирующего в системе, производится периодическим взятием пробы масла на анализ. Срок службы масла обычно 2000—2500 час. Масло подлежит немедленной замене если: а) содержание воды выше 2,5%; б) содержание кислотности более 1,5; в) повышение вязкости более чем на 25% от первоначальной; г) содержание механических примесей выше 2%.
ГЛАВА XI
СПОСОБЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Большинство технологических процессов, в которых используются сжатые газы, требует поддержания постоянного, оптимального для данного процесса давления.
Для обеспечения постоянного давления газа в системе необходимо, чтобы весовая производительность компрессоров GK была равна количеству потребляемого газа Gc в системе.
Таким образом, задача поддержания постоянного давления сводится к задаче непрерывного согласования производительности компрессоров с потреблением системы, т. е. к регулированию производительности компрессоров.
Производительность компрессорных установок на предприятии обычно несколько больше максимального потребления им сжатого газа. Такой резерв производительности обеспечивает возможность расширения предприятия. По этой причине для поддержания постоянного давления газа приходится несколько снижать производительность компрессорных установок в сравнении с расчетной величиной. Отношение уменьшенной производительности компрессора G'K к номинальной GK называют степенью уменьшения производительности. Будем эту величину обозначать о:
Q'
° = (506)
Величина производительности компрессора определяется уравнением
= /1о5п/'пуХоА.рА.Да. (507)
X, учитывает влияние всех потерь через неплотности и влажности газа.
Условимся все величины, характеризующие работу компрессора на режиме регулирования, обозначать со штрихом. Тогда степень уменьшения производительности будет
ст _ (508)
Регулировать производительность компрессора можно, изменяя один или одновременно несколько сомножителей, входящих в числитель уравнения (508). В настоящее время применяют следующие способы регулирования поршневых компрессоров.
1) изменение числа оборотов привода и периодические остановки компрессора;
2) присоединение дополнительного мертвого пространства;
3) изменение хода поршня;
4) дросселирование на всасывании;
352
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
5) отжим клапанов;
6) перепуск газа с нагнетания на всасывание.
Основные требования, предъявляемые к системе регулирования: плавность изменения производительности, экономичность, простота и надежность в работе. С этих позиций следует производить оценку различных способов регулирования.
§ 56. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ИЗМЕНЕНИЕМ ЧИСЛА ОБОРОТОВ И ПЕРИОДИЧЕСКИМИ ОСТАНОВКАМИ ДВИГАТЕЛЯ
Регулирование производительности изменением числа оборотов
Регулирование производительности изменением числа оборотов может быть плавное и ступенчатое. Плавное изменение производительности может быть выполнено, если привод позволяет плавно изменять число оборотов вала компрессора. Такими приводами являются двигатели внутреннего сгорания, паровые машины, электрические двигатели постоянного тока. Обычные электродвигатели переменного тока не допускают плавного изменения числа оборотов. Асинхронный двигатель с фазным ротором хотя и допускает в небольшом диапазоне плавное изменение оборотов при включении переменного сопротивления в цепь якоря, однако при этом к. п. д. двигателя резко снижается. Поэтому в установках с электродвигателями переменного тока рассматриваемый способ регулирования не применяется.
Регулирование производительности компрессоров изменением числа оборотов не требует усложнения конструкции компрессора. Все регулирующие устройства находятся в конструкции двигателя.
Рассмотрим, как отражается на экономичности работы компрессора изменение числа оборотов его вала от п0 до п'о.
Экономичность работы компрессора характеризуется величиной изотермического к. п. д. Изотермический к. п. д. компрессора при отсутствии затрат мощности на вспомогательные механизмы определяется уравнением
Пиэ 4+^ '
При числе оборотов п' производительность компрессора G’ и его изотермическая работа N'u3 будет
(509)
, Ил
G = G —;
п0
(5Ю)
(511)
N'=N — " из "иЗ •
Рассмотрим изменение величины NUH с изменением числа оборотов. На фиг. 231 изображены индикаторные диаграммы компрессора при числе оборотов п0 и п^, где и^<п0. Линия сжатия газа при меньшем числе оборотов пойдет несколько левее, так как при уменьшении числа оборотов процесс сжатия пойдет медленнее и количество тепла, отводимое охлаждающей водой от газа, увеличится. Последнее приведет к снижению величины показателя политропы сжатия.
Уменьшение числа оборотов приведет к уменьшению скорости поршня
п0 п
и скорости газа в клапанах в отношении --. Газодинамические сопро-
/ «о \2
тивления клапанов уменьшатся в отношении 1-^—1. Уменьшение сопро
Регулирование изменением числа оборотов
353
тивлений всасывающих и нагнетательных клапанов сместит линии всасывания и нагнетания внутрь диаграммы, построенной для п0.
Как видно из фиг. 224 площадь индикаторной диаграммы при числе оборотов nQ будет меньше. Индикаторная работа при новом числе оборотов определится уравнением
(512)
где ₽ = ПРИ п'о < п« P<L
Мощность, затрачиваемая на преодоление трения в звеньях механизма, также снизится. Ориентировочно можно принять, что она будет равна
(513)
Фиг. 224. Индикаторные диаграммы компрессора при различных числах оборотов коленчатого вала.
Подставив найденные величины в уравнение (534), получим
<514>
Если р = 1, то ПРИ
уменьшении чисел оборотов Р<1, поэтому т)«3>
На фиг. 225 изображена кривая изменения т)из одноступенчатого поршневого компрессора в зависимости от числа оборотов его вала, построенная авторами по данным испытания этой машины в лаборатории компрессорных машин ЛПИ им. М. И. Калинина.
Практически к. п. д. компрессорной установки в целом остается неизменным при уменьшении числа оборотов, так как увеличение к. п. д. компрессора компенсируется снижением к. п. д. двигателя.
Рассматриваемый способ регулирования отвечает всем основным требованиям. Он обеспечивает плавное изменение производительности, не требует усложнения конструкции, а к. п. д. установки остается приблизительно неизменным.
Фиг. 225. Зависимость tjW3 поршневого одноступенчатого компрессора от числа оборотов вала л0.
Регулирование производительности поршневых компрессоров таким способом может быть использовано в установках с приводом от паровой машины, от двигателя внутреннего сгорания и электродвигателя постоянного тока. Однако паровые машины для привода компрессоров применяются только в единичных случаях. Двигатели внутреннего сгорания используются главным образом в передвижных установках и на некоторых газоперекачивающих станциях для природного газа. Электродвигатели постоянного тока также очень редко применяются для привода компрессорных машин (главным образом в лабораториях). Основным приводом поршневых компрессоров являются электродвигатели переменного тока, а они не позволяют плавно изменять число оборотов. Это и является основной причиной ограниченного применения способа регулирования с помощью изменения числа оборотов.
23 Захаренко и др. 314
354
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
Регулирование периодическими остановками компрессора
Этот способ возможен, когда производительность компрессора значительно больше, чем потребление системы. При работе компрессора происходит накапливание газа и повышение давления в системе. По достижении наибольшего допустимого давления регулирующие приспособления производят остановку двигателя, после чего потребление газа происходит за счет снижения запаса его в самой системе. Когда давление в системе снизится до наименьшего допустимого, регулирующее приспособление вновь включает двигатель.
Регулирование производительности способом периодических остановок, с точки зрения затраты энергии, является экономичным. Конструктивных усложнений компрессора при таком способе регулирования не требуется. Однако этот способ имеет существенные недостатки:
1) интенсивный износ двигателя и компрессора вследствие частых пусков и остановок;
2) при значительной мощности двигателя возникают большие пусковые токи в электрической сети, питающей двигатель. Это мешает работе других потребителей электрической энергии предприятия. Для уменьшения пусковых токов можно соединение двигателя с компрессором осуществлять с помощью электромагнитной или фрикционной муфты. При таком соединении вместо остановки двигателя производится отключение компрессора. Двигатель продолжает работать на холостом ходу, потребляя примерно 15—20% номинальной мощности. Такой режим работы также не выгоден вследствие бесполезной траты энергии и усиленного износа компрессора при частых остановках.
Рассматриваемый способ регулирования может быть применен для компрессоров с приводом от асинхронного двигателя мощностью до 200 кв. Особенно распространен он для мелких компрессоров, работающих непродолжительное время: например, для компрессоров, подающих газ в ресиверы тормозных систем, систем автоматического регулирования или для некоторых автомобильных компрессоров, приводимых от двигателя автомобиля.
В некоторых компрессорных установках применяются для привода специальные электродвигатели с двумя рядами полюсов у статора. Компрессоры с такими двигателями могут давать три ступени производительности. Две ступени, соответствующие оборотам двигателя при включении каждого ряда полюсов, и третья — при остановке двигателя. Ввиду высокой стоимости таких двигателей этот способ не нашел широкого применения.
§ 57. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРИСОЕДИНЕНИЕМ ДОПОЛНИТЕЛЬНЫХ МЕРТВЫХ ПРОСТРАНСТВ
Регулирование производительности поршневого компрессора присоединением дополнительных мертвых пространств основано на том, что газ из мертвого пространства при своем расширении занимает часть полезного объема цилиндра согласно уравнению
/ 1 \
Ур =
На этот объем уменьшится, при прочих равных условиях, производительность компрессора за один ход. Изменяя величину мертвого пространства, можно регулировать производительность машины.
Рассмотрим этот способ в приложении к одноступенчатому поршневому компрессору. На фиг. 226 изображены индикаторные диаграммы такого компрессора для случаев работы с основным мертвым пространством VM
Регулирование присоединением дополнительных мертвых пространств
355
и с присоединенным дополнительным мертвым пространством VMd. Степень уменьшения производительности о при сохранении неизменными величин п0, и X, определится уравнением
или VMd = (516)
Предельная величина дополнительного мертвого пространства, при которой производительность компрессора обратится в нуль, о = О,
Фиг. 226. Индикаторные диаграммы компрессора с регулированием производительности присоединением дополнительных полостей мертвого пространства:
--------- индикаторная диаграмма компрессора при нормальной величине мертвого пространства; ---------индикаторная диа-
грамма компрессора при присоединении дополнительного мертвого пространства.
admax = Vh или адтях = .
(517)
Для циркуляционных насосов и для последних ступеней многоступенчатых компрессоров, в которых необходимо учитывать отклонения от законов идеального газа, величина о определяется уравнением
У в Ve
1 - (as + а)
(518)
— 1
и относительная величина дополнительного мертвого пространства
_ Х0(1-<7) «а —
(519)
где и ец2 — характеристические коэффициенты газа при давлениях и температурах в цилиндре при всасывании и нагнетании.
Оценим экономичность работы компрессора при этом способе регулирования. Удельная работа потребляемая компрессором при регулировании, определится из уравнения
I = —4- = Г 4- I .
G G G “н т к к к
(520)
23*
356
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
Есть основание полагать, что удельная индикаторная работа останется практически неизменной, т. к. п^п'
ин
(521)
Абсолютная величина работы трения для данного компрессора при п0 = const останется практически неизменной, а производительность ком
Фиг. 227. Вариатор, нительные объемы, могут быть
прессора уменьшится в а раз, т. е.
_ Nm 1щ
m aGK а
(522)
Подставив значения Гин и Гт из уравнений (551) и (552) в уравнение (550), получим
/' = 1ан + 1^. (523)
Удельная работа Г при регулировании возрастает за счет увеличения удельной работы трения. Однако так как величина Nm сравнительно мала, то при умеренных величинах а возрастание удельной работы также сравнительно невелико. Так, например, при т)м = 0,9 и а = 0,7, согласно уравнению (553), величина V будет
Г =Z.J--(y )0.9 =|>04/>
т. е. удельная работа в данном случае на 4%.
увеличивается
Регулирование производительности
компрессоров присоединением дополнительных мертвых пространств усложняет конструкцию компрессора. Допол-выполнены либо в виде отдельных полостей, присоединенных к цилиндру, либо непосредственно в корпусе цилиндра
компрессора.
На фиг. 227 изображена конструктивная схема вариатора, т. е. специального' баллона, присоединяемого к цилиндру. Величину присоединяемого объема можно изменить путем перемещения поршня 4 в корпусе вариатора 1 вдоль винта 2 вращением маховика 5 и шестерен 6. Для исключения проворачивания поршня в цилиндре баллона при вращении винта 2, последний смещен относительно оси цилиндра вариатора. Положение поршня в цилиндре вариатора и степень уменьшения производительности компрессора для данного положения поршня определяется с помощью указателя 3. Подобный вариатор позволяет производить плавное регулирование производительности компрессора.
На фиг. 228 изображена схема конструкции компрессора с дополнительными мертвыми пространствами АБВГ, размещенными в корпусе цилиндра машины. Присоединение дополнительных мертвых пространств к цилиндру производится последовательно, причем присоединение каждого объема уменьшает производительность компрессора на 25% от номинальной, следовательно, компрессор имеет пять ступеней регулирования производительности: 100, 75, 50, 25 и 0%.
Регулирование присоединением дополнительных мертвых пространств
357
Рассмотрим влияние присоединения мертвых пространств к цилиндрам многоступенчатого компрессора на его работу.
На фиг. 229 изображены теоретические индикаторные диаграммы трех* ступенчатого компрессора. Объемы цилиндров VhI, VhU, изображаются отрезками 0—/, 3—4, 6—7.
Фиг. 228. Схема конструкции компрессора с полостями дополнительного мертвого пространства, расположенными в корпусе цилиндра.
Присоединим к первой ступени компрессора мертвое пространство VMd, которое уменьшит производительность компрессора в о раз. Влияние при-
соединения мертвого пространства нию VhJ в о раз. Соответствующий этому объем цилиндра изобразится отрезком 0—Г. Точки начала сжатия газа по ступеням будут лежать на изотерме pV = aGRTv Так как объемы цилиндров VhU и VhIII остались неизменными, то точки начала сжатия при новом режиме работы компрессора 4' и 7' образуются при пересечении изотермы pV = с линиями постоянного объема V\n = const и УЛ111 = const, проходящими через точки 4 и 7 соответственно. Точка конца сжатия газа в первой ступени 2' определится при пересечении линии постоянного давления, проходящей через точку 4', с политропой сжатия, проходящей через точку Таким же способом строятся индикаторные диаграммы и остальных ступеней.
в данном случае равносильно уменыпе-
Фиг. 229. Диаграммы теоретического процесса трех ступенчатого компрессора.
Проследим, как изменятся степени повышения давления газа по ступеням на новом режиме. Степень повышения давления газа в первой ступени после присоединения мертвого пространства VM равна
е; =
Р4'
Pl ’
(524)
где рг — давление нагнетания газа после первой ступени.
Точки /' и 4' принадлежат одной изотерме, поэтому параметры газа
в них связаны уравнением
Pv ~ ’
(525)
358
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
где = оУ;
Vv = У. .
Точки 1 и 4 также лежат на одной изотерме, поэтому
= f = <526>
Заменив в уравнении (524) отношение давлений их значением из уравнения (525) и учтя уравнение (526), получим
е' = oej. (527)
Следовательно, при уменьшении производительности первой ступени идеального многоступенчатого компрессора в а раз степень повышения давления газа в ней также уменьшится в о раз.
Степень сжатия газа во второй ступени е', равна
г'
11 Р4' '
Точки 4’ и 7' лежат на одной изотерме, следовательно,
Vr_P_r_ V?’ Pv •
V, = Пш.
одной изотерме, отсюда _ Ум,
(528)
(529)
Однако У4' = V4 = VhI1; Уг = Точки 7 и 4 также лежат на
р - - - —
11 Р4 V, УАШ •
(530)
На основании уравнений (558), (559) и (560) получим 8п = 8п»
(531)
т. е. степень повышения давления газа в любой промежуточной ступени останется неизменной.
Степень повышения
уравнения
давления газа в последней ступени определится из
8об ~ 81 ,ец ,8ш — 8i "8п ’ein-
(532)
Отсюда
sieneni
(533)
Заменив 8j и е'и их
значениями
8ш
е1еП
из уравнений (527) и (531), получим
_ ещ а
(534)
8ш —
газа в последней ступени увеличится
Следовательно, степень сжатия в раз.
Рассмотрим влияние присоединения мертвого пространства к промежуточной, в данном случае второй, ступени компрессора. Его действие равносильно уменьшению объема цилиндра Vhll в Qj раз. Тогда О] будет соответствовать отрезку 3—10 диаграммы (фиг. 229). Присоединение дополнительного мертвого пространства ко второй ступени не изменит производительности компрессора, поэтому точки начала сжатия газа в ступенях будут лежать на изотерме pV = GRT и для второй ступени она определится пересечением изотермы с линией = const, проходящей через точку 10
Регулирование присоединением дополнительных мертвых пространств
359
диаграммы. Обозначим ее цифрой 10'. Построение индикаторных диаграмм второй и первой ступени производится точно так же, как и в первом случае. Степень сжатия газа в первой ступени будет равна
= (535)
Однако точки 10' и 1 лежат на одной изотерме, поэтому
Заменив первую часть уравнения (535) его значением из уравнения (536) и используя (534), получим
< = (537)
Степень сжатия газа во второй ступени будет
'п - ^ = (538)
Следовательно, присоединение мертвого пространства к любой промежуточной ступени, изменяющего ее всасываемый объем в а раз, уменьшит степень повышения давления газа в ней в о раз и увеличит степень повыше-1 ния давления в предыдущей ступени в — раз.
Увеличение степени повышения давления газа на последней ступени ограничивает диапазон возможного изменения производительности компрессора, так как с ростом степени повышения давления соответственно возрастают температуры нагнетаемого газа.
С целью понижения степени повышения давления газа в последней ступени к ней присоединяется дополнительное мертвое пространство относительно меньшее, чем в первой ступени. Это вызывает снижение степени повышения давления газа в последней и возрастание ее в предпоследней ступени. Например, при снижении производительности компрессора в о раз, степени сжатия газа по ступеням будут
/ z '
8I = G8I’ 8П = 8П; 8Z=—.
Если присоединить дополнительное мертвое пространство, снижающее всасываемый объем 2-й ступени в ]/сг раз, то в соответствии с уравнениями (537) и (538) степени сжатия z и (з — 1)-й ступени будут
(539)
Такое присоединение дополнительных мертвых пространств увеличивает диапазон регулирования производительности, так как уменьшение степени повышения давления в первой ступени компрессора компенсируется равным увеличением степени повышения давления в двух последних ступенях.
Наибольший диапазон регулирования может быть получен, если присоединять дополнительное мертвое пространство ко всем ступеням компрессора таким образом,* чтобы всасываемые объемы ступеней уменьшались в одинаковое число раз. В этом случае степени повышения давления в ступенях
360
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
не изменятся и регулирование возможно от о = 1 до о = 0. Конечно, конструкции компрессора, у которого мертвые пространства присоединены к каждой ступени, будут значительно усложнены.
Процесс регулирования производительности реальной многоступенчатой машины будет сложнее, чем в идеальном случае. В реальной машине в каждой ступени компрессора имеется основное мертвое пространство VM. При режимах работы, не требующих регулирования, в каждой ступени устанавливается своя степень повышения давления газа 8£, давление всасывания peh нагнетания pHi и объемы всасываемого газа Vei.
Как показано выше, присоединение дополнительного мертвого пространства к первой ступени вызвало бы в идеальном компрессоре понижение производительности его в а раз, уменьшение степени повышения давления в первой ступени в а раз и увеличение в последней в раз. Однако в реальной машине эти изменения будут более слабыми. Всасываемый объем первой ступени Vei уменьшится за счет присоединения дополнительного мертвого пространства, которое парализует часть полезного объема цилиндра, равную -М 8'^-1) Основное же мертвое пространство вследствие сниже-JJdijiljf Ю у Oj г 1 у* \_/Ln(jDnUC zi\C 1 11 1 JJdtiLx 1 Jj(J ijl^JlC/l^kx 1 IjxIC Cnrl/i\C
ния степени повышения давления ступени от 8j до ej парализует меньший объем цилиндра, чем до регулирования. По этой причине изменение всасываемого объема в первую ступень будет в реальной машине меньше, чем в идеальном случае.
Повышение величины 8 в последней ступени не влияло на производительность компрессора в идеальной машине. В реальной же машине такое влияние имеется. Особенно оно велико при больших величинах основного относительно мертвого пространства и малом количестве ступеней в компрессоре. В самом деле, возрастание степени повышения давления газа в последней ступени в раз вызовет уменьшение объемного коэффициента в этой ступени и объема всасываемого в нее газа. Последнее увеличит давление газа, всасываемого в ступень, так как вес всасываемого газа определяется первой ступенью. Следовательно, при постоянной температуре всасывания
р'Ц1 = ~^гРаи (540)
л0
где рц1 и %0 — давление всасывания и объемный коэффициент компрессора до присоединения дополнительного мертвого пространства к первой ступени;
р'ц1 и Ч—после присоединения.
Так как X' меньше Хо, то и р'ц{ больше рц1.
Увеличение давления всасывания в последнюю ступень вызовет повышение давления нагнетания предпоследней ступени и увеличение степени повышения давления газа в ней. Последнее уменьшит объемный коэффициент ступени, всасываемый в нее объем и несколько увеличит давление всасывания, величина которого определится также уравнением (540).
Необходимо заметить, что увеличение степени повышения давления в последней ступени компрессора вызовет возрастание ее и во всех остальных ступенях реального компрессора. Наибольшим это увеличение будет в последней ступени. Если в компрессоре много ступеней, то обратное влияние перераспределения степеней повышения давления уменьшается с удалением от последней ступени; на первой ступени им можно даже пренебречь. В двухступенчатых машинах, если не учитывать влияния основного мертвого пространства на работу машины, расчет даст большие погрешности.
Регулирование присоединением дополнительных мертвых пространств 361
Присоединение дополнительных мертвых пространств к промежуточным ступеням реального компрессора вызывает увеличение степеней повышения давления во всех предыдущих ступенях компрессора, изменяет его производительность.
Расчет необходимой величины дополнительных мертвых пространств для уменьшения производительности компрессора в о раз при условии присоединения мертвого пространства ко всем ступеням и уменьшении всасываемого объема каждой ступени в о раз производится по уравнениям (515) и (516).
Если мертвое пространство присоединяется к первой и последней ступеням, то определение их размеров производится путем последовательного приближения.
В задании на расчет указываются следующие величины:
1) необходимая степень уменьшения производительности о;
2) размеры цилиндров и величины их основных мертвых пространств;
3) давление всасывания и нагнетания, показатели политропы расширения по ступеням на режиме работы без регулирования.
Порядок расчета дополнительных мертвых пространств, присоединенных к первой и последней ступеням, следующий.
1. Определяем в первом приближении степени повышения давления газа по ступеням s' в идеальном процессе с объемами цилиндров, равными всасываемым объемам газа на расчетном режиме без регулирования. Условимся величины, определяемые последовательным приближением, обозначать значком штрих ('), причем количество штрихов соответствует порядку приближения. Например, означает третье приближение степеней повышения давления (z—1)-й ступени
8j = OSj, | = 8Z. J
. Степени повышения давления последней z и (z — 1)-й ступеней определяются по уравнению
<=8^1=/^- (542)
2. Определяем давления всасывания ри и давления нагнетания р2г по ступеням, считая за первое приближение величины их в идеальной машине.
Давление газа, всасываемого в первую ступень, ри и нагнетания p2z при всех приближениях будут постоянными.
Давление всасывания для всех ступеней, кроме z-й, определится уравнением
Ри = Ри°- (543)
Давление всасывания в последнюю z-ю ступень определится из уравнения _
р;2=р2г-§-. (544)
Давление нагнетания во всех ступенях, кроме (z — 1)-й, будет равно
Ра = Ра0- (545)
Давление нагнетания в (z — 1)-й ступени
p2(z-\) — Рцг-1) у^ . (546)
362
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
3. Для определения первого приближения величины мертвых пространств, присоединяемых к первой и последней ступеням компрессора, решим уравнение (538) относительно X'
Ч ~
(547)
Заменим А,' его значением и решим уравнение (547) относительно ад, считая для первой ступени постоянными п0, у, А,р, \
/ 1 \
1 — а I — 1 )—а Хо ™
adi =--------------Т----------------
е'Лр ~ 1
(548)
Если давления нагнетания на последней ступени невелики, то для определения величины дополнительного мертвого пространства последней ступени можно использовать уравнение, аналогичное (548). Если же давления требуют учета отклонения сжимаемости газа, то a'dz определяется из уравнения
1 I ' 1 I P1Z Q13 Л
1 — al —7—8Z —1 I—ya —--7- Aoz
\ §2z/ P\Z Q2z
(549)
§2 2
4. Определяем второе приближение давлений газа по ступеням, учитывая влияние основного мертвого пространства в них. Давление газа, всасываемого в последнюю z-ю ступень, и давление нагнетания для (z — 1 )-й ступени останутся неизменными, так как влияние основного мертвого пространства учитывается при определении ад. При определении давления всасывания в остальных промежуточных ступенях будем руководствоваться тем, что вес газа, всасываемого в каждую ступень, и его температура при всех приближениях должны оставаться постоянными. Поэтому
PuVu = Ри = const> (550)
где и V”. — объемы всасываемого в i-ю ступень газа при втором и третьем приближении расчета. Они равны:
На основании уравнений (580) и (581) определим
Ри = Ри-^-- (552)
Aoz
Однако зависит от ъ"! и, следовательно, от p”z, которое неизвестно. Будем считать, что каждое новое приближение расчета уточняет величину е и приближает ее к истинной. Поэтому отношение объемных
Регулирование производительности изменением хода поршня
363
коэффициентов третьего и второго приближения заменим отношением объемных коэффициентов первого и второго приближения. Тогда
Ри-Ри-^- (553)
Давления нагнетаний в промежуточных ступенях будем находить из уравнения
Р^=Р^^-~ (554)
р1(Ж)
Это уравнение выведено из предположения, что потери давления газа в межступенчатых коммуникациях лцнейно зависят от давления протекающего в них газа.
Уточнение давлений производим последовательно от последней ступени к первой.
5. По новым уточненным давлениям газа по ступеням находим новые приближения степени повышения давления.
6. Определяем второе приближение величины дополнительного мертвого пространства для первой и последней ступеней в соответствии с пунктом 3. Затем последовательно выполняем пп. 4 и 5 расчета и заканчиваем его при близких величинах дополнительных мертвых пространств и степеней повышения давления предыдущего и последующего приближения.
Экономичность работы многоступенчатого компрессора при регулировании производительности присоединением дополнительного мертвого пространства к каждой ступени будет изменяться по такому же закону, как и у одноступенчатого компрессора. Однако, когда рассматривалось изменение индикаторной работы машины, то не учитывались сопротивления клапанов и каналов, соединяющих полости цилиндра с полостями дополнительного мертвого пространства. Эти сопротивления несколько снижают индикаторный к. п. д. машины.
Присоединение дополнительного мертвого пространства к первой и последней ступеням вызывает изменение степеней повышения давления главным образом в последних ступенях. При этом может несколько снизиться индикаторный к. п. д. Однако при таком регулировании сократятся потери, связанные с перетеканием газа из полости цилиндра в полости дополнительного мертвого пространства и обратно, так как количество дополнительных полостей меньше. Коэффициент полезного действия компрессора при присоединении мертвого пространства к первой и последней ступеням поэтому получается примерно равным к. п. д. в случае присоединения мертвых пространств ко всем ступеням.
Конструкция компрессора с присоединением мертвого пространства к первой и последней ступеням будет более простая.
§ 58. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ИЗМЕНЕНИЕМ ХОДА ПОРШНЯ
На фиг. 230 изображена принципиальная схема и индикаторные диаграммы одноступенчатого поршневого компрессора двойного действия с гидроприводом. Изменение хода поршня в такой машине происходит путем изменения величины наполнения сервомотора.
Номинальному режиму работы компрессора соответствуют объем, описываемый поршнем, Vh> ход поршня sn, относительный объем мертвого пространства а и объемный коэффициент Хо. При регулировании производи
364 Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
тельности изменением хода поршня на величину As эти величины изменяются следующим образом:
. /. As \
s =Sn(1_v): <555)
(556)
/ 1 \
= 1 — a'U"p —1); (557)
а' = + 0,5AsF„) —Ь-. (558)
vh
Фиг. 230. Принципиальная схема и индикаторные диаграммы одноступенчатого поршневого компрессора двойного действия с гидроприводом:
1 — цилиндр компрессора; 2 — сервомотор; 3 — золотник.
Степень уменьшения производительности при уменьшении хода поршня определится уравнением (508). Однако при таком способе регулирования остаются постоянными число оборотов (или число двойных ходов поршня), удельный вес всасываемого газа у, степень повышения давления газа 8 и коэффициент подогрева Можно пренебречь незначительными изменениями Кг и Кр и показателями политроп сжатия и расширения газа в цилиндре. При таких допущениях можно получить
( s ) %
’ =v -4 <659>
Относительное уменьшение хода поршня — по заданной величине о sn
определится из уравнения
— = 2Хо<1—<*) . (560)
srt ei/np j
Если а = 1, то — = 0. При о = 0 величина — будет равна sn sn
As 2Xq
eVnp _]_ j
(561)
Регулирование производительности дросселированием на всасывании
365
Оценим экономичность рассматриваемого способа. Выразим изотермический к. п. д. компрессора как произведение коэффициентов
w' N'
'Пиз ~ ^из.^н^мех “ I ц' ♦ (562)
ин ин * m
Так как параметры газа на всасывании компрессора и степень повышения давления остались постоянными при регулировании, то
= GpiVi In 8Х = oNU3. (563)
Если считать, что при изменении хода поршня показатели политроп процессов и потери в клапанах не-изменились, то
N’UH = oNUH. (564)
Следовательно, »)' = —— ^Ц8 = т) , т. е. индикаторный к. п. д.
NUH ин
машины при регулировании не изменяется.
Работа, затрачиваемая на преодоление трений, считая постоянными коэффициенты трений, изменится пропорционально ходу поршня
= (565)
Заменив в уравнении (562) N’ua, N'UH, N'm их значениями и произведя несложные преобразования, получим
^из = t Nu3 (566)
Nин “Ь NгпР где
Так как то 1 и < t]W3. Следовательно, при регули-
ровании производительности изменением хода поршня к. п. д. компрессора несколько снижается, однако это снижение при умеренных о будет незначительно.
Из изложенного следует, что регулирование производительности изменением хода поршня не требует усложнения конструкции Компрессора и достаточно экономично.
В рассмотренном способе при сохранении неизменным числа ходов насосная установка, питающая сервомотор, должна иметь свою систему регулирования производительности, так как
QH Vhc F
где QH — производительность насосной установки;
Vhc, Fc — объемы, описываемые поршнями сервомотора, и площадь его поршня.
Уменьшение хода поршня на величину As должно вызвать изменение производительности насоса
366
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
Однако возможно регулировать производительность компрессора изменением s„, сохраняя постоянным QH. В этом случае при уменьшении хода поршня на величину As величина п' должна увеличиться и быть равной
1 пп — па----т—.
о ° As
sn
Величина степени уменьшения производительности компрессора определится из уравнения (508) и при сохранении остальных, ранее принятых допущений будет равна
Хл
о =-т—. (567)
Ло
Необходимая величина снижения хода поршня для получения заданной степени уменьшения производительности определится из уравнения
(568)
Уравнения (567) и (568) аналогичны уравнениям (515) и (516) при присоединении дополнительных полостей мертвого пространства к цилиндру машины. Это указывает на сходство термодинамических основ регулирования указанными способами, но конструктивное выполнение их различно.
Наряду с этим необходимо заметить, что компрессоры с гидроприводом,, а следовательно, и рассматриваемый способ регулирования производительности являются в настоящее время чрезвычайно редкими.
§ 59. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ДРОССЕЛИРОВАНИЕМ НА ВСАСЫВАНИИ
Уменьшение удельного веса газа во всасывающем патрубке компрессора, а следовательно, и производительности его осуществляется дросселированием газа на линии всасывания.
Фиг. 231/ Схема установки с регулированием производительности дросселированием газа на всасывании:
1 — всасывающий трубопровод; 2 — дроссельная задвижка; 3—компрессор;
4 — нагнетательный трубопровод.
Схема подобной установки изображена на фиг. 231.
Давление газа во всасывающем патрубке компрессора при дросселировании определяется уравнением
Рп = Рп — ДРд. (569)
гДе Ри — давление во всасывающем патрубке до дросселирования;
Apd — потеря давления при дросселировании.
Регулирование производительности дросселированием на всасывании
367
При полностью открытой задвижке Дрд = 0, а при полностью закрытой рц. Процесс дросселирования можно считать изотермическим, поэтому удельный вес газа при этом процессе определяется уравнением
Yu = V.i • (570>
где и Yjj — удельный вес газа во всасывающем патрубке до и после дросселирования.
В реальном компрессоре при дросселировании всасываемого газа производительность будет уменьшаться как за счет у, так и за счет объемного коэффициента.
Рассмотрим регулирование производительности одноступенчатого
Фиг. 232. Схематизированные индикаторные диаграммы поршневого компрессора при дросселировании газа на всасывании.
Фиг. 233. Зависимость степени уменьшения производительности от давления всасывания в одноступенчатом компрессоре.
компрессора дросселированием на всасывании. На фиг. 232 изображены
схематизированные индикаторные диаграммы компрессора при нормальной работе, без дросселирования, (а) и при различной глубине дросселирования (6) и (в).
Степень уменьшения производительности компрессора определится уравнением (538). Однако sn — s'n, n0 = п'о. Принимая также постоянными Хг,
Хр, Х/( получим
(571)
Примерная зависимость о от давления р'п изображена- на фиг. 233. а — 0 при р’х < _^'а~)ПрР2- При таком давлении всасывания расши-
ряющийся из мертвого пространства газ заполнит весь объем цилиндра, и производительность компрессора становится равной нулю. Индикаторная диаграмма в (фиг. 232) и соответствует этому предельному случаю.
Дросселированием с помощью задвижки можно плавно изменять давление газа р'п от ри до р^ и при этом производительность компрессора тоже плавно будет изменяться от номинальной до нулевой. Однако при
368
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
уменьшении р'п возрастает степень сжатия газа в цилиндре е^,_а при 8* > 7 в цилиндре могут возникнуть температуры, опасные для смазочных масел. Последнее обстоятельство ограничивает глубину дросселирования
и предел изменения а.
При полном перекрытии всасывающего патрубка произойдет кратковре-
менное повышение температуры газа в цилиндре, а затем, при достаточно интенсивном охлаждении его, температура газа снизится (до допустимой).
Если полностью перекрывается линия всасывания, то в цилиндре возникнет вакуум. Это делает возможным подсос воздуха и масла в бескрейц-
Фиг. 234. Изменение индикаторной мощности одноступенчатого компрессора при дросселировании на всасывании в зависимости от степени повышения давления.
копфных компрессорах из картера в цилиндр. Скопление масла в цилиндре может привести к гидравлическому удару и аварии машины. Также является нежелательным и подсос воздуха в цилиндры газовых компрессоров. Эти явления необходимо учитывать. Полное закрытие всасывающего патрубка применяется главным образом только в малых машинах.
Затраты мощности на привод компрессора определяются уравнением
N = N 4- N к ин ' 2V m*
Индикаторная мощность будет равна
. п~1
Р&-\ пс — 1
Рщ
(572)
где Vh — объем, описываемый поршнем за секунду;
= 1—а
1
^-\пр — 1 рщ у
Кривая N’UH — f (ед) при дросселировании изображена на фиг. 234. Эта кривая имеет максимум при = е„р.' Величина гпр определяется из уравнения
дРц\
Если принять пс = пр, то "с-1 1
-^-=(1 +а)е' "с +а(пс-1)е"с-(14-а)пе = 0. (573)
дРц1 ц
Если не принимать во внимание влияние мертвого пространства, т. е. а = 0, то 8ДЛр будет равно пс
^пР=<с~' . (574)
Величина еЦПр для идеального компрессора при адиабатическом сжатии будет равна 3,24, а при изотермическом — 2,718.
Регулирование производительности дросселированием На всасывании
369
Учет влияния мертвого пространства сместит максимум индикаторной работы в сторону меньших величин ьцпр. Так, при а = 0,1 и адиабатическом сжатии = 2,69, а при изотермическом сжатии = 2,22.
Из рассмотрения зависимости NUH = f (ец) следует, что при повышении величины 8 от 1 до sw • вследствие дросселирования на всасывании происходит снижение производительности компрессора и одновременное возрастание затрат мощности на привод компрессора. Необходимо заметить, что этрт участок практически не является рабочим, так как обычно степени повышения давления газа в одноступенчатом компрессоре даже без дросселирования выше, чем 8^пр. На остальном участке кривой при 8gnp < szp вместе
же увеличением 8 и снижением производительности происходит уменьшение NUh- Однако снижение мощности происходит менее интенсивно, чем снижение производител ьности. Н а
фиг. 235 представлена кривая зависимости отношения удельных индикаторных работ "ин G'
при дросселировании
= Г к удельной работе
2,4
2,2
2,0
1,8
1,6
1,4
1,2
1,0
100 90 80 70 60 50 40 30 20
Фиг. 235. Зависимость отношения удельной индикаторной работы в период регулирования 1ин к ее величине при номинальном режиме от степени уменьшения производительности о.
без него = I в зависимо-сти от о. Эти кривые показывают на непрерывное увеличение отношений удельных индикаторных работ и паде-
ние к. п. д. с уменьшением производительности.
Из вышеуказанного следует, что рассматриваемый способ регулирования не является экономичным.
Процесс регулирования производительности многоступенчатых поршневых компрессоров дросселированием на всасывании очень сложен. С целью упрощения рассмотрим этот процесс для идеального компрессора. На фиг. 236 изображены сплошными линиями индикаторные диаграммы трехступенчатого поршневого компрессора. Абсциссы 0—/, 3—4 и 6—7 представляют собой соответственно объемы всасывания в первую, вторую и третью ступени компрессора^. В идеальном компрессоре эти объемы равны объемам цилиндра. Так как в идеальном компрессоре газ охлаждается в межступенчатых холодильниках до температуры всасывания в первую ступень, то точки начала сжатия газа в каждой ступени лежат на одной изотерме (/—10), уравнение которой pV = GR7\.
Точку Г начала сжатия газа в первой ступени при дросселировании найдем при пересечении изотермы pV = aGRT с линией постоянного объема Vhl = const. Давление всасывания р\ будет равно давлению газа в точке а линия р'а = const, будет линией всасывания в первую ступень при дросселировании. Так как газ после сжатия в первой ступени и охлаждения в межступенчатом холодильнике должен иметь объем, равный объему цилиндра второй ступени, то давление нагнетания первой ступени будет равно давлению в точке 4', которая лежит на пересечении изотермы 1—10' с линией постоянного объема VhU == const, проходящей через точку 4, Примем показатели политроп сжатия газд в цилиндре, постоянными. Следовательно, линия сжатия газа в первой ступени Г—2' будет являться политропой с таким же показателем, как и 1—2. Точка конца сжатия 2' получится при пересечении политропы 1—2
24 Захаренко и ДР. 314
370 Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
с линией постоянного давления р'21, проходящей через точку 4'. Таким же путем находятся точки 7’ и 5' и строится диаграмма второй ступени. Линия 7'—8' является политропой с таким же показателем, как и 7—8. Так как давление нагнетания p2iu остается постоянным, то точка 8 получается при пересечении политропы 7'—8' с линией p2in == const.
Рассмотрим, как перераспределятся давления газа по ступеням при дросселировании на всасывании первой ступени. Точки Г и 4’ лежат на одной
изотерме и параметры газа в них
Фиг. 236. Диаграммы многоступенчатого компрессора при регулировании дросселированием на всасывании»
Следовательно,
Рг
Рг
81 =
Vt
Vt
(576)
Точки 1 и 4 также лежат на одной изотерме и для них справедливы уравнения
<577>
и = 8j = . (578)
Pi 1 Vftii ’
Правые части уравнений (576) и (578) равны, поэтому равны и левые:
е1 = ^- = Л-=е;. (579)
Рх pi
Произведя такие же рассуждения для второй и любой другой ступени, кроме конечной, получим, что при дросселировании на всасывании степени ыовышения давления в этих ступенях останутся неизменными, т. е.
8П = =
Регулирование производительности дросселированием на всасывании 371
Степень повышения давления газа в последней ступени будет равна
8ш = . (580)
₽1Ш
Так как точка 7 лежит на изотерме pV = GRT, точка 7' на изотерме pV = и объемы газа, соответствующие этим точкам, равны, то
GRT, _ oGRTy
Рпп “ р'1Ш
Отсюда
Рпп = Рпп^- . (581)
Подставив в уравнение (610) pjni , получим
е"1=^Й7 = пг- <582>
Степень повышения давления газа в последней ступени компрессора возрастет в раз. По этой причине возрастет и температура нагнетаемого ею газа, которая ограничит возможную степень уменьшения производительности компрессора о. С целью расширения диапазона регулирования таким способом заранее предусматривают меньшую степень повышения давления газа в последней ступени на расчетном режиме работы компрессора.
В данном случае степень уменьшения производительности <т также определяется уравнением (508). Все сомножители, входящие в правую часть уравнения, кроме у, можно считать постоянными
<т = =
Y Рп
(583)
Индикаторная работа многоступенчатого компрессора при дросселировании на всасывании определяется уравнением
Nин ~ Nuhi + NUnii + • . . + NUHZ. (584)
Во всех ступенях, кроме последней, индикаторная работа уменьшится пропорционально а, а в последней ступени будет равна
"с-1
' _ GpIZ^lZ^C ( ®z \ пс
UHZ~ Пс_х
где
"с-1
Удельная индикаторная работа при дросселировании на будет равна n=z~ 1 v' S ^инт
ин т—\ । .
= —G-----+ ~G
(585)
всасывании
(586)
24*
372
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
В первых ступенях компрессора удельная работа остается без изменения (при дросселировании на всасывании), а в последней возрастает в ф раз. Следовательно, суммарная индикаторная работа повышается.
Удельная работа трения также возрастает, так как по абсолютной величине работа трения Nm остается примерно постоянной, а производительность компрессора уменьшится в а раз.
__ Nm G' oG 9
Так как удельная индикаторная работа и работа трения при дросселировании на всасывании возрастают, то экономичность компрессора ухудшается.
Способ регулирования производительности поршневых компрессоров дросселированием на всасывании'допускает плавное регулирование в ограниченном диапазоне изменения v, достаточно прост в конструктивном исполнении, но неэкономичен. Этот способ нашел применение в компрессорах больших производительностей вследствие своей простоты.
§ 60. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ ОТЖИМОМ КЛАПАНОВ
При регулировании производительности поршневых компрессоров отжимом клапанов часть газа из полости возвращается вновь во всасывающий патрубок компрессора. Этим фактически изменяется полезный объем цилиндра компрессора.
Напишем уравнение движения закрывающего органа самодействующих клапанов
m U = fAp + (588)
где m — масса подвижных частей клапана;
---их ускорение;
рпр — сила действия пружины клапана на закрывающий орган;
fc — площадь для прохода газа в седле клапана;
Др —.разность давлений в цилиндре и во всасывающем патрубке.
Величина Др может быть определена уравнением
Скорость газа в щели клапана W может быть выражена как функции скорости движения поршня
W = , (589)
1к
где Fn — площадь поршня;
— скорость поршня;
fK — площадь щели* клапана.
Скорость поршня зависит от угла поворота кривошипа а. Эта зависимость .для бесконечно длинных шатунов определяется уравнением
сп = /?<взш<х. (590)
Регулирование производительности компрессоров отжимом клапанов
373
Выразим потери давления в клапане компрессора в зависимости от угла d используя уравнения (589) и (590) ’
ДР = —^^-sin2a.
//с
(591)
Как видно из уравнения (621), величина Др зависит от угла поворота
кривошипа а. Максимальная величина ее будет при при а = 0 и а = л. Приложим к пластине клапана щую закрытию клапана. Тогда уравнение движения
а — -g- , минимальная силу N препятствую-примет вид
m "Ж = т/Л Я2®2 sin2 а +
+ PnP-N2. (592)
Фиг. 238. Схема устройства для отжима всасывающих клапанов.
Фиг. 237. Индикаторные диаграммы компрессора при регулировании отжимом всасывающих клапанов:
1 — всасывающий клапан отжат в течение всего хода поршня; 2 — всасывающий клапан отжат на части хода; 3 —номинальная работа компрессора; 4 — нагнетательный клапан отжат в течение всего хода поршня.
Из уравнения (592) следует, что пластина клапана будет закрываться только в том случае,' если
yf£(^]\Wsm*a>N2-pnp. (593)
\ Гк )
Если при всех значениях а неравенство (593) для всасывающего клапана не будет соблюдено, то клапан не закроется. Индикаторная диаграмма компрессора при таком режиме работы изображена на фиг. 237 кривой I. Производительность компрессора в этом случае будет равна нулю, так как весь газ, поступивший в цилиндр, будет вытеснен поршнем обратно во всасывающий патрубок.
Если неравенство (593) при каком-то ах будет справедливым, то клапан начнет закрываться при этом угле поворота. С уменьшением высоты подъема клапана возрастает скорость газа и пропорционально квадрату ее давление газа на пластину. Высота же подъема клапана мала, поэтому можно считать, что клапан закроется при угле поворота ах.
После закрытия клапана в цилиндре начнется сжатие газа (кривая 2). Изменяя величину N можно закрывать клапан при различных углах поворота ах, изменяющихся в интервале от 0 до-^- . Следовательно, при таком способе регулирования производительность компрессора можно плавно изменять от номинальной до половины ее. Кроме того, можно иметь ещё
374 Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
ступень регулирования с нулевой производительностью, когда клапан не закрывается.
Кривая 4 соответствует индикаторной диаграмме компрессора при отжатых в течение всего хода поршня нагнетательных клапанах. В этом случае производительность компрессора также равна нулю. Сопротивление клапана пропорционально удельному весу протекающего газа. Следовательно, работа, затрачиваемая на всасывание и вытеснение газа из цилиндра в полость нагнетания, будет больше, чем при отжиме всасывающих клапанов. Поэтому отжим нагнетательных клапанов для регулирования не применяется.
Схема возможного устройства для отжима всасывающих клапанов изображена на фиг. 238. При достижении в системе максимально допустимого
Фиг. 239. Принципиальная схема регулирования производительности поршневого компрессора управляемым дроссельным клапаном.
давления газ из ресивера поступает через перепускные устройства регулятора по трубке 1 в камеру 2. Сжатый газ давит на поршень отжимного устройства 3 и, преодолевая сопротивление пружины 4, перемещает его. На штоке поршня 3 укреплена вилка 5, пальцы которой упираются в закрывающий орган 6. При перемещении поршня вниз вилка отжимает закрывающий орган, не давая ему закрыться.
В компрессорах, снабженных прямоточными клапанами, отжим закрывающих органов очень сложно произвести. Поэтому в таких машинах регулирование можно осуществлять постановкой управляемого дроссельного клапана (фиг. 239). Изменяя сопротивление дроссельного клапана, можно получить различные степени уменьшения производительности компрессора о в диапазоне от а = 1 до 6min, причем
• (594)
где Si — расстояние от места установки дроссельного клапана до положения первого кольца поршня в мертвой точке.
Индикаторные диаграммы поршневого компрессора при регулировании таким способом будут аналогичны диаграммам на фиг. 237.
Регулирование производительности многоступенчатых машин отжимом всасывающих клапанов по изменению давлений аналогично регулированию присоединением дополнительных мертвых пространств. Отжим клапанов на первой ступени машины, уменьшающий производительность компрессора в о раз, вызывает уменьшение степени повышения давления первой ступени в о раз и увеличение степени повышения давления в последней ступени в раз. Уменьшение производительности промежуточных или последней ступени в о раз уменьшит степень повышения давления в данной ступени в о раз и увеличит в предыдущей в-—- раз. Поэтому отжим всасывающих клапанов на части хода производят либо во всех ступенях, либо на первой и последней ступенях. Во втором случае производительность последней ступени уменьшается примерно в раз.
Регулирование производительности компрессора
375
При отжиме клапанов в течение всего хода поршня в многоступенчатых компрессорах это необходимо производить одновременно во всех ступенях.
При отжиме клапанов только на первой ступени резко возрастет степень повышения давления в последней ступени, так как в этом случае компрессор будет работать как машина с числом ступеней на единицу меньше, и всю тяжесть работы примет последняя ступень.
Регулирование отжимом клапанов связано с возрастанием удельной работы компрессора и снижением экономичности машины. Из фиг. 237 видно, что при отжиме клапанов на части хода затрачивается лишняя работа на всасывание и вытеснение из цилиндра части газа. Кроме того, так как всасывающий клапан при расширении газа откроется раньше/ то неполностью используется работа расширения газа. Удельная работа трения возрастет в -у раз [см. уравнение (587)1.
При отжиме клапанов в течение всего хода поршня производительность компрессора равна нулю, а на преодоление механических трений и перемещение газа через всасывающие клапаны затрачивается около 20—25% мощности, потребляемой компрессором при номинальном режиме работы.
Регулирование производительности отжимом всасывающих клапанов нашло широкое применение ввиду его простоты. Большинство отечественных компрессоров имеет такую систему регулирования. На регулирование отжимом клапанов на части хода переводятся крупные компрессоры, не имевшие ранее регулирующих приспособлений, так как дооборудование этих машин отжимными устройствами сравнительно просто. Отжимные приспособления используются также для разгрузки машины при ее пуске.
§ 61. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРА ПЕРЕПУСКОМ С НАГНЕТАНИЯ НА ВСАСЫВАНИЕ ИЛИ ВЫПУСКОМ ГАЗА В АТМОСФЕРУ
При регулировании производительности способом перепуска часть сжатого газа после концевого холодильника перепускается по байпасу во вса-
сывающий патрубок первой ступени. Байпас представляет собой трубопровод, с задвижкой, соединяющей линию всасывания и нагнетания компрессора. Изменяя положение задвижки, можно плавно изменять количество газа, протекающего в полость всасывания.
Если в компрессоре сжимается воздух, то его непосредственно выпускают в атмосферу. Только дорогие или ядовитые газы возвращают «обратно по байпасу в полость всасывания.
Индикаторные диаграммы, давление газа и его температуры по ступеням остаются постоянными, как и при номинальном режиме работы. Работа, затрачиваемая
Фиг. 240. Принципиальная схема регулирования производительности компрессора с помощью байпасирования:
1 — цилиндр первой ступени; 2 — межступенчатый холодильник; 3 — цилиндр второй ступени; 4—концевой холодильник; 5 — байпас последней ступени; 6—байпас первой ступени.
всасывания, полностью теряется.
на сжатие газа, перетекающего в полость
376
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
С целью уменьшения потерь энергии, затрачиваемой на сжатие газа, байпасирование производят после сжатия газа в первой ступени (фиг. 240)^ В этом случае происходит перераспределение давлений по ступеням такое же, как и в случае присоединения дополнительного мертвого пространства к первой ступени компрессора.
Байпасирование, как способ регулирования производительности поршневых компрессоров, применяется только в тех машинах, в которых при конструировании не было предусмотрено никакого способа регулирования, а в период эксплуатации появилась необходимость в регулировании производительности. Байпасирование широко применяется для разгрузки компрессора при его пуске. В очень крупных машинах предусматривается несколько байпасов, с помощью которых в период пуска газ перепускается из межступенчатых полостей в полость всасывания. После запуска компрессора байпасы закрываются.
§ 62. АВТОМАТИЗАЦИЯ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРНЫХ УСТАНОВОК
В поршневых компрессорных установках могут быть выполнены следующие автоматические устройства:
1) автоматическое регулирование производительности;
2) автоматическая защита;
3) автоматическая блокировка;
4) автоматический контроль;
5) автоматическая сигнализация.
Фиг. 241. Схема регулирования давления способом остановки двигателя компрессора.
Автоматическое регулирование производительности осуществляется одним из способов, описанных в предыдущих разделах главы. Чаще всего регулирование производится с помощью двух- или многопозиционных регуляторов. Системы автоматического регулирования с такими регуляторами характерны тем, что при непрерывном изменении потребления сжатого газа регулирующий орган перемещается периодически, когда давление газа выйдет за допустимый предел, осуществляя ступенчатое регулирование производительности компрессора.
На фиг. 241 изображена схема регулирования давления газа в ресивере способом остановки двигателя, применяемая для мелких компрессоров. Компрессор который приводится в движение асинхронным двигателем 2»
Автоматизация поршневых компрессорных установок
377
подает газ в ресивер 8. К ресиверу подсоединен мембранный регулятор давления 5, управляющий механизмом включения и выключения электродвигателя. Когда давление в ресивере становится больше допустимой величины,, регулятор поднимает рычаг 6 регулирующего устройства и размыкает контакт 4 электросети, питающий двигатель. Двигатель останавливается,.
-SXF
1
— 2
। Сторона I /' | штока &РГ
и подача газа в ресивере прекращается. Понижение давления в ресивере ниже допустимой величины вызывает включение электродвигателя и подачу компрессором газа в ресивер. Резкое размыкание контактов осуществляется с помощью перекидной пружины 7. Для уменьшения новообразования на контактах имеется искрогасительная катушка 3.
Подобная система регулирования имеет две ступени производительности комп рессора: нулевую при остановке компрессора и номинальную при его работе.
На фиг. 242 изображена схема двухступенчатого регулирования производительности компрессора 2ВГ отжимом всасывающих клапанов. Компрес-
I Сторона
I ипм
8* lOOOjOOolwx - © цнд®
Вк iiPPp. оо°1//л
LJ-L1---=-= .
1 Сторона ' крышки
НК
ООО
5-4 ©ЦВДф
8К
999 jo о о
НК
, Сторона । крышки
сор 2ВГ представляет собой двухступенчатую машину со ступенями двойного действия. Всасывающие клапаны обеих ступеней снабжены пневматическим приспособлением для отжима клапанов (фиг. 244).
Фиг. 242. Схема двухступенчатого регулирования производительности компрессора отжимом всасывающих клапанов:
1 — воздухосборник; 2 — трубопроводы регулирующей системы; 3 — грузовой регулятор; 4 — цилиндр первой ступени (развертка); 5 — цилиндр второй ступени (развертка); ВК — всасывающие клапаны; К — нагнетательные клапаны.
Система регулирования (фиг. 242) включает двухпозиционный грузовой регулятор 3, отжимные приспособления и соединительные трубопроводы 2, подводящие сжатый газ от ресивера
Сплошными линиями показана сеть трубопроводов, при двухступенчатой системе регулирования, имеющей 100% и 50% номинальной производительности.. Штриховыми линиями нанесены возможные добавления к сети для получения двухступенчатого регулирования в 100 и 0% номинальной производительности компрессора.
к отжимным приспособлениям.
Грузовой регулятор завода «Кбмпрессор» изображен на фиг. 243. Сжа-
тый воздух от ресивера подводится в нижнюю часть регулятора и давит на его поршень 4 вверх. Когда сила давления газа меньше веса поршня,, грузов 3, шаров 7, упорной шайбы 6 и сил трения, поршень регулятора
находится в нижнем положении, перекрывая поступление газа к отжимным, устройствам.
Когда сила давления газа в ресивере сделается больше сил, противодействующих подъему поршня, последний начнет подниматься вверх. В конце: подъема скорость движения поршня вверх возрастет, так как главные грузы, скатятся с конической упорной шайбы и силы сопротивления подъему поршня уменьшатся. При подъеме поршня откроется доступ для воздуха из ресивера к отжимным устройствам клапанов (фиг. 244) через отверстие в корпусе регулятора. Повышение давления газа над поршнем 1 сервомотора отжимного устройства вызовет перемещение поршня, штока 2 и отжимных вилок 3 вниз. Всасывающие клапаны при этом остаются открытыми.
Когда давление в ресивере снизится, начинается опускание поршня, регулятора (фиг. 243). Когда поршень достигнет нижнего положения, отверстие, соединяющее отжимные приспособления с ресивером, закрывается-
378
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
Фиг. 243. Грузовой регулятор производительности:
Г 1 — плита; 2 — корпус; 3 — втулка; 4 — поршень; 5—ограничитель; 6 — упорная шайба; 7 — грузовые шары; 8 — грузовые пластины; 9 — обечайка кожуха; 10 — шток; 11 — устройство для ручного подъема поршня; 12 — дроссель; 13 — дроссельная шайба 14—дроссельный винт.
Фиг. 244. Всасывающий клапан с отжимным приспособлением.
Автоматизация поршневых компрессорных установок
37g
Одновременно открывается выход воздуха из отжимных устройств через отверстие регулятора в атмосферу.
Когда давление газа в сервомоторе отжимного устройства упадет до атмосферного, поршень сервомотора поднимется вверх под действием упругости пружины и даст возможность пластинам всасывающих клапанов нормально закрываться. Компрессор работает с номинальной производительностью.
В некоторых машинах отжим клапанов производится только в одной из полостей цилиндра первой и второй ступени. В этом случае производи-
Фиг. 245. Комбинированная схема регулирования производительности компрессора подсоединением дополнительных мертвых пространств и отжимом всасывающих клапанов.
тельность компрессора при работе отжимных устройств будет составлять 50% номинальной. На фиг. 242 эта схема нанесена сплошными линиями.
Разгрузка компрессора перед пуском производится с помощью ручного подъема поршня регулятора.
На фиг. 245 изображена схема регулирования двухступенчатого компрессора производительностью 100 м?!мин фирмы «Борзиг».
Этот компрессор имеет цилиндры двойного действия. Система регулирования дает возможность получать 100, 75, 50, 25 и 0°/0 номинальной производительности компрессора, причем 75 и 5О°/о производительности достигается присоединением дополнительных полостей А и Б к первой и В и Г ко второй ступени компрессора, а 25°/0 и 0°/0 номинальной производительности получатся отжимом всасывающих клапанов у обоих цилиндров. Изменение производительности осуществляется автоматическим позиционным регулятором Д. Он состоит из пустотелого поршня — поплавка а, погруженного в колонку б, наполненную ртутью. Шток в соединяет поплавок с золотником г. На штоке в определенной последовательности размещены диски д, которые при перемещении золотника вниз погружаются в ртуть.
Втулка золотника имеет восемь попарно сообщенных друг с другом отверстий 1—5} 2—6} 3—7} 4—8.
Воздух из воздухосборника (ресивера) 9 поступает к регулятору и золотниковому реле 10 цилиндра первой и 11 второй ступени. Золотники управ
380
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
ляют открытием и закрытием клапанов, соединяющих дополнительные мертвые пространства с полостями цилиндров. Присоединение дополнительных полостей к цилиндру второй ступени происходит при подаче сжатого газа к сервомоторам 12, управляющим перемещением клапана. Отключение этих полостей осуществляется за счет упругости пружины при сбросе давления в сервомоторе до атмосферного.
Присоединение дополнительных полостей к цилиндру первой ступени машины осуществляется при понижении давления газа в сервомоторе 13 до атмосферного. Отключение полостей происходит при соединении рабочей полости сервомотора с ресивером.
Номинальную производительность компрессор подает в сеть при давлениях газа в ресивере меньше предельно допустимого. При таких режимах дополнительные мертвые пространства отключены от полостей цилиндра. Подъемная сила поршневого поплавка а удерживает золотник в крайнем верхнем положении. Повышение давления в ресивере выше допустимого передвинет золотник вниз, открывая отверстие 1 во втулке золотника и закрывая отверстие 5. Первый диск на штоке золотника погрузится в ртуть и подъемная сила поршня возрастет. Сжатый воздух по трубкам 1 и 5 поступает в золотник 11 с правой стороны второй ступени и в золотник 10 с левой стороны первой ступени, присоединяя объемы к первой и ко второй ступеням компрессора. Производительность компрессора уменьшается при этом на 25%. Если давление в ресивере будет продолжать возрастать, то золотник еще передвинется вниз. Второй диск на штоке погрузится в ртуть и подъемная сила поплавка еще возрастет. При этом движении откроется отверстие 2 и закроется 6 во втулке золотника. Воздух из ресивера по трубкам 2' и 6' через золотники 10 и 11 присоединит к цилиндру первой ступени полость Б, а ко второй В. При этом производительность уменьшится еще на 25% и будет составлять половину от номинальной.
При новом повышении давления золотник откроет отверстие 3 и закроет 7. Сжатый воздух при этом переместит вниз поршень сервомотора отжимного устройства (фиг. 244) и не даст закрыться всасывающим клапанам первых полостей цилиндров первой и второй ступеней, переводя их на холостой ход. Подачу воздуха при этом режиме будут осуществлять только правые полости цилиндров машины. Производительность компрессора будет составлять 25°/0 от номинальной.
Новое перемещение золотника вниз откроет отверстие 4 и закроет S-Последнее вызовет отжим всасывающих клапанов первых полостей первой и второй ступеней компрессора. В этом случае компрессор будет переведен на холостой ход и не будет подавать газ в сеть.
Для разгрузки машины при пуске открывают трехходовой кран, сообщая ресивер с полостью под золотником. Сжатый газ отожмет всасывающие клапаны во всех полостях первой и второй ступеней компрессора и переведет компрессор на холостой ход. После того как двигатель компрессора наберет нормальные обороты, кран поворачивают так, чтобы полость под. золотником была соединена с атмосферой. Падение давления до атмосферного* в этой полости отключит все регулировочные приспособления и компрессор» будет работать с номинальной производительностью.
Автоматическая защита представляет собой устройство, предохраняющее установку от аварии, вызванной нарушением нормального режима работы. Системой защиты непрерывно контролируются основные параметры работы установки и при достижении ими предельных, опасных для установки, величин производится остановка компрессора.
В компрессорной установке с двухступенчатым компрессором ВУ-06/8, предназначенной для питания систем регулирования и измерительных пневматических приборов в коксохимическом цехе, была, например, предусмот
Автоматизация поршневых компрессорных установок
38 Т
рена система защиты, .обеспечившая остановку компрессора и подачу звукового и светового сигнала:
а) повышения давления газа после концевого холодильника выше 8 ати\
б) понижения давления газа в межступенчатом холодильнике ниже
1,8 ати и повышения его выше 2,5 ати\
в) уменьшения подачи охлаждающей воды на 25% от необходимой;
г) понижения давления масла в системе циркуляционной смазки ниже
1 ати и повышения его выше 2,5 ати\
д) повышения температуры масла в картере выше 80° С.
Часто делают еще защиты, не допускающие чрезмерного повышения температуры нагнетаемого газа как после каждой ступени, так и после
Фиг. 246. Контактный манометр.
электрическую цепь, в которую
компрессора.
Остановка компрессора при недопустимых отклонениях давления сжимаемого газа, смазочного масла или охлаждающей воды производится обычно с помощью контактных манометров или реле давления.
На фиг. 246 изображена схема контактного манометра. Этот прибор представляет собой обычный пружинный манометр, снабженный контактной частью. При работе манометра стрелка поворачивает стрелку 2, к которой припаяна платиновая проволочка. Стрелка 2 электроизолирована от корпуса манометра. С помощью маховичков 5 и 6, закрепленных на различных осях, поворачиваются толкатели 7 и S, устанавливающие контактные стрелки 3 и 4 на углах поворота, соответствующих границам допустимых давлений среды. При достижении предельных давлений платиновая проволочка стрелки 2 касается контактной стрелки 3 или 4 и замы]
включено реле, автоматически отключающее электродвигатель компрессора от сети или включающее какие-либо сигнальные приспособления.
Защита компрессора от чрезмерно высоких температур сжимаемого газа или масла осуществляется с помощью контактных ртутных манометров или других тепловых реле.
На фиг. 247 изображена схема сигнализации при недопустимой высокой температуре сжатого воздуха, которая может быть использована одновременно для нескольких контрольных точек.
В нагнетательный трубопровод вставляются плавкие пластинки /, длина которых 10—12 jwjh, ширина 5—6 лш и толщина 1,2 мм. Эти пластины, называемые сигнализаторами, включены в электрическую цепь аккумулятора или гальванической батареи напряжением 12 в. Кроме сигнализаторов в эту цепь последовательно включаются телефонные реле, левые контакты 2 с двумя группами пружин, кнопочный размыкатель 3 и двуполюсный рубильник 4. Вторая «электрическая цепь этого устройства питается от звонкового трансформатора и включает в себя рубильник 4, вторые правые контакты телефонного реле 2 и сигнализирующие элементы системы — электролампочки 5 или звонки 6.
При нормальной работе установки электрическая цепь сигнализатора 1 замкнута и электрический ток, проходя через катушку реле, притягивает
382 Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
пружины реле к левым контактам. Таким образом, вторая электрическая цепь, включающая электролампы и звонки, оказывается разомкнутой. При
достижении предельных температур пластинка 1 расплавляется, размыкая цепь аккумулятора, ток в обмотке реле исчезает и пружины реле замыкают правые контакты. При этом включаются сигнальные лампы, эл ектр ические
звонки или реле, производящие отключение двигателя. Легкоплавкие пластины можно получить из сплавов свинца, олова с примесью висмута, сурьмы или других элементов, понижающих температуру плавления. Сплав, состоя-
6
К аккумуляторной или гальванической батарее с напряжением -tZQ
л п щии из 58°/0 висмута, 42%
Фиг. 247. Схема термоэлектрического сигнализирующего и J ’
vrrnnftrTRa олова, плавится при тем-
уотр0ИСТВа- пературе 183° С; 10,5%
висмута, 42,1% свинца, 47,4% олова — при температуре 160°С; 25% свинца, 50% олова и 25% кадмия — при температуре 143° С.
Фиг. 248. Тепловое реле.
Фиг. 249. Поплавковый автоматический выключатель.
На фиг. 248 изображено тепловое реле сильфонного типа, состоящее из патрона с легкокипящей жидкостью /, соединительной трубки в защитном шланге 2, сильфона 4 и контактной стрелки 5 с пружиной 6, смонтированных на кронштейне 3. При повышении температуры возрастает давление паров легкокипящей жидкости, сильфон растягивается, перемещая стрелку. При предельных температурах стрелка 5 замыкает контакт электрической цепи сигнальных приспособлений или электрического реле, отключающего двигатель.
Автоматизация поршневых компрессорных установок
383-
Защита компрессора от прекращения подачи охлаждающей воды может производиться с помощью контактных манометров реле давления или других приспособлений.
На фиг. 249 изображено устройство, автоматически отключающее главный двигатель компрессора при прекращении подачи воды. В сосуд 2 через воронку 1 поступает вода, вытекающая из охлаждающих устройств компрессора. Вода из сосуда вытекает через отверстие 3, сопротивление которого’ можно изменять специальным винтом 4. При нормальном расходе воды в компрессоре поплавок 5, вставленный в сосуд 2, всплывает в воде. При недостатке подачи воды уровень ее в сосуде понижается. Поплавок 5 опускается, выключает контактор 6 и останавливает главный двигатель компрессора.
Устройства, автоматически предохраняющие агрегат от аварии при неправильной работе обслуживающего персонала, называются блокировками. Неправильные операции обслуживающего персонала могут иметь место вследствие невнимательности, неправильно принятой команды и др. Различают два вида блокировок — запретно-разрешающие и аварийные.
Запретно-разрешающие блокировки устраняют возможность неправильного или несвоевременного включения или выключения механизмов компрессорной установки.
Аварийные блокировки предназначены для автоматического последовательного отключения механизмов по ходу технологического процесса при аварии.
В компрессорных установках часто блокируется включение главного’ двигателя компрессора до тех пор, пока давление масла в системе смазки, не достигнет необходимой величины и пока вода не будет поступать в охлаждающую систему компрессора. Блокировка осуществляется также с помощью контактных манометров или реле давлений.
В ряде компрессорных установок автоматически выполняются операции; по разгрузке компрессора при его пуске. Например, в компрессорной установке ВУ-06/8 при пуске автоматически открываются на масловлагоотдели-теле продувочные вентили, которые закрываются также автоматически при; достижении двигателем нормального числа оборотов. Здесь же автоматически включается подача воды в охлаждающую систему и т. д. При остановке машины прекращается подача охлаждающей воды и сбрасывается давление в межступенчатых коммуникациях для облегчения последующего пуска.
Автоматический контроль за работой компрессорной установки осуществляется с помощью приборов, замеряющих основные параметры установки,, подлежащие контролю. К таким величинам относятся производительность установки, давление нагнетаемого газа по ступеням, расход охлаждающей, воды, давление и температуры масла.
Приборы автоматического контроля часто выполняются самопишущего’ типа.
В ряде компрессорных установок автоматически проводится продувка*-маслоотделителей.
Вопросы автоматизации компрессорных станций и установок имеют" большое значение. Они облегчают работу обслуживающего персонала,, предохраняют установки от аварий. В настоящее время разрабатываются! системы полного автоматического управления и контроля компрессорных-установок, т. е. проектируются компрессорные станции, которые будут работать без обслуживающего персонала.
-384
Приложения
Приложение 1
ХАРАКТЕРИСТИЧЕСКИЕ КРИВЫЕ АЗОТНОВОДОРОДНОЙ СМЕСИ (Na -f-3H2)
/.00 '
7 0 100 200 300 7-00 500 600 700 000 900 1000
Построены по данным Деминга и Шуп.
—---------------Построены интерполированием
Характеристические кривые
385
Приложение 2
ХАРАКТЕРИСТИЧЕСКИЕ КРИВЫЕ АЗОТНОВОДОРОДНОЙ СМЕСИ (N,+3H,)
ХарактеристическииКо^^орицивн1Г1 j>
Приложение 3
ХАРАКТЕРИСТИЧЕСКИЕ КРИВЫЕ ВОЗДУХА
25 Захаренко и др. 314
386
Приложения
Приложение 4 ПРИМЕР РАСЧЕТА МНОГОСТУПЕНЧАТОГО ГАЗОВОГО ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
Задание
Спроектировать газовый поршневой компрессор по следующим исходным данным:
1) состав сухого газа в % по объему:
СО СО 2 Н-2 N2 О 2 прочее
95 2,0 1,5 1,0 0,4 0,1
2) производительность компрессора VH при tH = 0° С и рн = 760 мм рт. ст. равна 13,3 нм3!мин сухого газа;
3) условия всасывания: tu = 20° С; = 1,01 кПсм\
4) содержание влаги на всасывании — от 1 до 10 гЛи3;
5) давление газа после холодильника последней ступени рк = 320 ата;
6) температура газа на выходе из холодильника последней ступени tK = +20° С;
7) температура охлаждающей воды tel = 8° С.
Определим газовую постоянную Rm и показатель адиабаты кт газовой смеси.
Газовая постоянная смеси
о _ 848 _ 848 _
~ 2 fiin ~ 28,01 -0,95 + 44,01-0,02 + 2,016-0,015 + 28,02-0,01 + 32-0,004 ~
= Д4Д- = 30,4 кГм/кГ-град',
показатель адиабаты газовой смеси находим из уравнения
.1 _ V1 г/
кт — 1 ~ Ki —\ ’
Кт = 1 + Y = 1 095 0,02 0,015 0,01 0,004 = Г’4,
ZjKi—l 1,4—1 ' 1,3 — 1 ‘1,41 — 1"' 1,4—1 + 1,4—1
где Ki — показатель адиабаты i-ro компонента при 0° С.
Производительность при условиях всасывания
,, IZ РнТи юо 1,033-293 ,.с м9
= V-^F~ = 13’3 Т0Г273- = 14>б СУХОГО газа-
Г11 н
I. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА
1. Выбор числа ступеней и схемы компрессора. Число ступеней находим, задаваясь степенью повышения давления в ступени ест. Ввиду того, что компрессор предназначен для длительной непрерывной работы и, следовательно, моторесурс и экономичность машины должны быть высокими, выбираем еет = 3. Тогда
__ 1g &общ 1g 317 2,501 г дл
1g ест ~ 1g 3 “ 0,477 “ °’"’
где
Принимаем число ступеней z = 5.
Пример расчета компрессора
387
Схему конструкции проектируемого компрессора выбираем аналогично схеме, изображенной на фиг. 59, в (стр. 136). <
Компрессор — горизонтальный, однорядный, крейцкопфный, с дифференциальным поршнем. Первая ступень—двойного действия; вторая, третья, четвертая и пятая ступени — простого действия.
Для получения хорошей уравненности поршневых сил в ряду порядок расположения ступеней принят следующий (по направлению от коленчатого вала): III—II—I (передняя полость) — I (задняя полость) — IV—V.
2. Определение степеней повышения давления и давлений газа по ступеням. Средняя степень повышения давления в ступени
z ___ 5______
8f„ = = V317 = 3,16.
С целью уменьшения габаритов и веса компрессора снижаем величину гст для первой ступени на 10%:
8j = 0,9 У~ё^= 0,9-3,16 = 2,84 [рекомендуется 8Х = (0,9 -н 0,95) sfm].
Для проектируемого компрессора предполагается регулирование производительности путем дросселирования на всасывании перед первой ступенью.
Поэтому корректируем степень повышения давления также и для последней ступени
ev -- 0,88efZn = 0,88 -3,16 = 2,78 [рекомендуется ez = (0,9 4- 0,75) е,ст].
Для промежуточных ступеней
р ___ о __ р ___ \f гобш, __ -*/~ 317 _ О 42
8П-8ш-е1у- |/ У 2,84.2,78 “ б>42-
Определяем давление газа по ступеням компрессора при теоретическом процессе по уравнениям
Рн ~ ’Ри>
Pu+i = Рн-
Например, в первой ступени
Рн = 1 >01 ата (задано);
Рн = Рн&1 = 1,01 -2,84 = 2,87 ата-, во второй ступени
Рт = Рн ~ 2,87 ата;
Phi ~ Piii8n = 2,87 -3,42 = 9,81 ата и т. д.
•Полученные величины давлений сведены в табл. 1.
3. Определение средних величин потерь давлений по ступеням. Потери давления на всасывание по ступеням находим по формуле
Ар и = Р1/Р1О
где относительная величина потерь давления на всасывании t-й ступени рх/ определяется из выражения plz = 0,8г'_1Рц.
25*
388
Приложения
Относительная величина потерь давления на всасывание в первой ступени берется в пределах 0П = 0,05 ч- 0,10. Например, для второй ступени компрессора, принимая Рц = 0,05, получим
Рш = 0,82-1-0,05 = 0,8.0,05 = 0,04;
Дрm ~~ PiiiPm = 0,04 *2,87 := 0,11 o/zwz.
Таблица 1
Ступень е Рх, ата ра, ата
/ 2,84 1,01 2,87
II 3,42 2,87 9,81
III 3,42 9,81 33,60
IV 3,42 33,60 115,00
V 2,78 115,00 320,00
Найденные величины потерь давления на всасывании по ступеням сведены в табл. 2.
Потери давления в нагнетательных клапанах и межступенчатых коммуникациях находим по уравнению
Др 2/ = (0,15 ч- 0,20) р&7.
Таблица 2
Ступень ₽1Z ДРХ/, ата
/ 0,05 0,05
II 0,04 о,п
III 0,032 0,31
IV 0,026 0,87
V 0,021 2,40
Таблица 3
Ступень 4’7 Арад., ата А Р«/ =: * Pit
I 2,09 0,35 0,124
II 4,95 0,84 0,0856
III 11,7 1,99 0,0592
IV 27,7 4,7 0,0409
V 56,5 9,6 0,03
Например, для первой ступени
Др21 = 0,17 -ро/ = 0,17.2,870-7 = 0,35 ата.
Величины потерь давления в нагнетательных клапанах и межступенчатых коммуникациях (для последней ступени — в нагнетательных клапанах и концевом холодильнике) сведены в табл. 3.
4. Определение средних расчетных давлений и степеней повышения давления по ступеням в компрессоре при действительном рабочем процессе.
Средние расчетные давления всасывания находим по уравнению
РцИ = Pli Ари.
Например, для второй ступени
Рцш = Рш — Дрщ ~ 2,87 — 0,11 = 2,76 ата.
Средние расчетные давления нагнетания находим по уравнению
Рц21 Pti ^РМ‘
Пример расчета компрессора
389
Например, для второй ступени
РЧ2П = P211 + Apai = 9,81+ 0,84 = 10,65 ата.
Степени повышения давления по
8<(»
Например, для второй ступени _ РцгП _______________________________ __
«П~ РЧ1П “ 2,76 -
Результаты расчета сведены в табл. 4.
ступеням находим по уравнению
_ РЦ21
Рци
10,65
Таблица 4
Ступень рц11> ата Рц21, ата 8Ч*
I 0,96 3,22 3,35
II 2,76 10,65 3,86
III 9,50 35,6 3,75
IV 32,73 119,7 3,65
V 112,6 329,6 2,93
5. Определение эквивалентных показателей политроп. Проектируемый компрессор должен иметь высокий к. п. д. и быть достаточно долговечным, поэтому необходимо создать хорошее охлаждение цилиндров и по возможности небольшое число оборотов вала. Это, в свою очередь, обусловливает небольшое значение показателя политропы сжатия чЛ. Определяя величину показателя политропы сжатия первой ступени по формуле
nci = (0,98 -т- 0,92) кт,
берем наименьший рекомендуемый коэффициент — 0,92:
пс1 = 0,92 кт = 0,92 -1,4 = 1,29.
На последующих ступенях показатели политроп сжатия находим по уравнению
nd — nd-i + 0,015+m = nu_! + 0,015-1,4 = + 0,02.
Например, для второй ступени
«гп = "а + 0,02 = 1,29 + 0,02 = 1,31.
Показатели политроп расширения по ступеням находим по уравнению npi = 0,94ncZ [рекомендуется пр = (0,98 0,94) пс].
Например, для второй ступени пр11 = 0,94 пгП = 0,94 -1,31 = 1,23.
Полученные значения показателей политроп сведены в табл. 5.
6. Выбор относительных величин мертвых пространств. Относительные величины мертвых пространств а принимаем в соответствии с таковыми у воздушного компрессора типа 5Э = 14/220, выполненного по аналогичной схеме:
Ступень ... I II III IV V
а, %, .... 7,5 7 6 8 6
390
Приложения
7. Определение коэффициентов кр и по ступеням. Коэффициенты давления Кр наводим по уравнению
Таблица 5
Ступень nci npi
I 1,29 1,21
II 1,31 1,23
III 1,33 1,25
IV 1,35 1,27
V 1,37 1,29
Например, для второй ступени
- рЛГ " 2^7 - °’9Ь-
Коэффициенты подогрева находим по уравнению = 1 -0,01 (8Ц1—1).
Например, для второй ступени
%Н1 = 1 —0,01 (ечП — 1) = 1 — 0,01 (3,86 — 1) = 0,971.
Полученные величины коэффициентов кр и \ сведены в табл. 6.
Таблица 6
Ступень Kpi Kti
I 0,950 0,977
II 0,960 0,971
III 0,968 0,973
IV 0,974 0,974
V 0,979 0,981
8. Выбор схемы охлаждения и определение температур газа по ступеням. Выбираем параллельно-последовательную схему охлаждения. Температура охлаждающей воды согласно заданию tei = 8° С. Температуру воды на выходе из холодильников находим по уравнению
~ hi + Ate = 8 + 5 = 13° С; [рекомендуется Д/в = (3 4-6) °C].
Температуру газа, выходящего из межступенчатых и концевого холодильников, при параллельных токах в холодильниках находим по уравнению
Gn = Gin = Giv = Gv = hi "Ь ^хл = 13 + 7 = 20 С,
Пример расчета компрессора
391
что соответствует и заданной величине tK — 20° С [минимальную разность температур между потоками газа и воды в холодильнике рекомендуется выбирать в пределах Ыхл = (5 10) °C].
Температуру газа в конце сжатия по ступеням находим по уравнению пс~' т — ₽ па
1 ~ hi
Например, для первой ступени
ZklZlL 1,29—1
у1 ___ р пс1 _______ 20 4- 273 о ОК 1»29 _ qnqo К
1 ц21 0,977
«что соответствует = Тц21 — 273 = 393 — 273 = 120° С.
Полученные величины температур сведены в табл. 7.
Таблица 7
Ступень hi, °с Ти. ’К т • °к °с
/ 20 293 393 120
II 20 293 415 142
III 20 293 418 145
IV 20 293 420 147
V ’ 20 293 399 126
9. Определение объемных коэффициентов Хо по ступеням. Для первой, шторой, третьей и четвертой ступеней величину Хо находим по уравнению
(1 \
&ц пр — 1 у , т. е.
/ 1 \
Х01 = 1 — 0,075 \3,35*,21 — 1) = 0,871;
/ 1 \
Хо11 = 1 — 0,07 ^3,86*’23 — 1J = 0,861;
Чш = 1 — 0.06 ( 3,75е23 — 1) = 0,887; / 1 \
XOIV = 1 —0,08 \3,651127 — V =0,858.
Для пятой ступени величину Хо находим с учетом влияния реальности тазов по уравнению
% = 1—а /-85.8 Л = 1 — 0,06 2,93-Л = 0,949,
\ Qw н / \ 1,/о1 /
где
= с, + c2p42V + с3/ц2У = 0,757 + 1,298-10-’.329,6 + 0,434.10-8Х
Х126 = 1,731,
392
Приложения
— характеристический коэффициент при рч2у и /ц2у‘>
с г, с г, с3 — коэффициенты для вычисления Q (взяты из таблицы для окиси углерода и действительны для давлений р = 200 ч-ч- 1000 кГ/см* и температур t = 0 ч- 200° С).
о = ____________ 293 _ , QQK
273 — A./V-273 — 0,981-273 ~ ‘’wo’
Qe — характеристический коэффициент при рч1у и /ц1у.
10. Выбор коэффициентов герметичности Хг. Для первой ступени примем Кг j = 0,98, для третьей ступени Хг ш = 0,97; для второй, четвертой и пятой ступеней принимаем = %г1у = ХгУ = 1.
11. Определение коэффициента влажности. Наибольшая абсолютная влажность всасываемого газа у'г = фу, = 0,010 кГ/м3 (из задания).
При температуре на всасывании tu = 20° С удельный вес сухого насыщенного пара ys = 0,0173 кГ/м3. Тогда относительная влажность будет равна
. Yl 0,010 п ео ^=^ = 6ЛТ73 =0’58-
Давление насыщенных паров при tu = 20° С равно ps = 0,0238 кГ/см3.. Парциальное давление водяных паров во всасываемом в первую ступень газе будет равно
р\ — фр2 = 0,58 .0,0238 = 0,0138 кПсм\
Парциальное давление сухого газа
pCtii = Рн — pi — 1,01 — 0,0138 = 0,9962 кГ/см3.
Удельный вес газа при условиях всасывания первой ступени равенг для сухого газа
_______ Рс- el _ 9962 _ 112 кГ/м3-Yf-eI— ЯтТц ~ 30,4-293 — 1,1 К1/М ’
для влажного газа
Yn = Ye.el + Yi = 1,12 + 0,01 = 1,13 кГ/м3.
Парциальное давление сухого газа после холодильника первой ступени-
Ре. г и — Pin — Ps = 2,87 — 0,0238 = 2,8462 кПсм3.
Удельный вес сухого газа после холодильника первой ступени, т. е~ на всасывании во вторую ступень, будет равен
Yf- г 11 = ZXn = 30,4.293 = 3,20 кГ/м3-
Удельный вес водяных паров после холодильника первой ступени, отнесенный к условиям всасывания первой ступени, будет
, = y±ei_ = Ц2 0 0173 = 0 00605 кГ/мз
111 Ус. г п ,s 3.20
Коэффициент влажности первой ступени
« Yc.cl+Yn 1,12 + 0,00605 n qqk
” ЧТ+Г = '-12+»•»'» ” '
Пример расчета компрессора
393
Обычно содержанием влаги после промежуточного холодильника первой ступени можно пренебречь, т. е. влажность газа учитывается только при определении объема, описываемого поршнем первой ступени. В последующих ступенях влажность не учитывается, так как на производительность компрессора это практически не влияет. Найденный коэффициент влажности Квл j учитывает только влагу, выпадающую в холодильнике первой ступени, а объем рабочей полости первой ступени должен быть рассчитан с учетом всей влаги, поступающей при всасывании в первую ступень. Поэтому определяем коэффициент влажности для всего компрессора по уравнению
Кл = —^2 / = -пт = 0.991.
Yc.el+Yl 1,15
Количество тепла, выделяющегося при конденсации водяных паров в холодильнике первой ступени, находим по уравнению
о 60Vr(vi-YnV _ 60-14,6 (0,01 —0,00605)586 = 2 1 55 ккал/час,
ЬвЛнЛвпЬгшМуАгУ — 0,991-0,98-1-0,97-1 • 1
где г — 586 ккал/кГ — удельная теплота парообразования (конденсации) водяных паров при /1П = 20° С.
Так как 0, то в холодильнике первой ступени будет происходить
конденсация водяных паров.
12. Определение коэффициентов производительности по ступеням
bi = ЧЛЛАг! = 0,95-0,977-0,871 -0,98 = 0,793;
Ац == АдцА^цАд п^п == 0,96-0,971 -0,861 -1,0 = 0,802;
Ащ = Ад щА^ щАд ]jjA. jjj — 0,968-0,973-0,887-0,97 == 0,811;
A,v = ApIVAHVA0 IVAHV = 0,974-0,974-0,858-1,0 = 0,815;
Ху = ApVA/VA0VA?v = 0,979-0,981 -0,949-1,0 = 0,912.
13. Определение объемов, описываемых поршнями
= ХДг пАв Ш \e IVАг уА.л ’ 0,793-1-0,97-1-1-0,991 = 19,15 м3/мин>
v___________Vi .РиЛп 14,6 . 1,01-293 _fifi
Иап~ XnXeillAeivXev Р1пЛ1 - 0,802-0,97-1-1 2,87-293 м/мин>
V - - Р» HI - 14,6 - 1,01,293 = 1 855 мЧмин-
"ып— ЛшХг1уЛг¥ PhiiTjj “ 0,811-1-1 9,81-293 1,»ЬбЛ/Л«Н,
V„ IV = - j-------Р; 17yv- = • з’3°б‘^ = 0,537 ms/muh.
п 1V ЛгуЛг у Pi IV-* 11 0,о 15*1 оо,6*2уо
Объем, описываемый поршнем пятой ступени, находим с учетом реальности газа.
Из уравнений VAV =-7^ и v = yi р1¥еп следует> что
Vhv= -Ь_ pu£lv = Цв . 1.01 • 1.073 0 141 мз/мин hN P1VQ1I °»912 115-1,073
аде Q1V = -^ = ^7§_=3 1,073 находится по piv и t1V,
е» I = = = 1,073 находится по Pi I и zi I-
394
Приложения
14. Выбор средней скорости поршня и предварительное определение рабочих площадей поршней по ступеням. Учитывая взрывоопасность сжимаемого газа, а также то, что в конструкции применен дифференциальный поршень, выбираем ориентировочно среднюю скорость поршня сп = 3 м/сек.
Рабочие площади поршней находим по уравнению
F — Vhi Гп1— ЫСп •
Например, для первой ступени
Рпх = ^ = -жг = 0’2125 м2-OULfi OU • О
Аналогично находятся рабочие площади поршней последующих ступеней. В результате получаем,
Ступень. . . . I II III IV V
Fnt, ........0.2125/ 0,0733 0,0206 0,00596 0,00157
15. Ориентировочное определение диаметров цилиндров. Определение диаметров цилиндров производим исходя из выбранной схемы компрессора.
Диаметр штока ориентировочно принимаем равным dMm = 100 мм. Тогда
Площадь цилиндра третьей ступени будет равна Рц ш = FMm + F„in = 78,54 + 206 = 284,54 см*.
Диаметр цилиндра третьей ступени
D. П, - 1/SE = _ 19,03 см.
Принимаем = 190 мм, тогда Рцщ = 283,5 см*. Площадь цилиндра второй ступени будет равна
Рцн = Рцш +Лп = 283,5 4- 733 = 1016,5 см*. Диаметр цилиндра второй ступени
£>ч „ = У = У= 35,96 см.
Принимаем
£>цП = 360 мм, тогда Гц11 = 1018 см*.
Диаметр цилиндра пятой ступени
Принимаем
= 45 мм, тогда РцУ = 15,9 см2. Площадь цилиндра четвертой ступени будет равна Гц iv = Гцу '+ Гп1У = 15,9 + 59,6 = 75,5 см2. Диаметр цилиндра четвертой ступени
O..V = ]/^ = 9.805
Пример расчета компрессора
395
Принимаем
= ЮО мм> тътж FuIV = 78,54 см2.
Площадь цилиндра первой ступени находится путем решения системы трех уравнений
Рц I F ц IV “Ь Fn I задн’
F ц I Рц II “I” F п I перед»’
Рп I Рп I перед» “I” Рп I задн'
Суммируя правые и левые части двух первых уравнений и учитывая третье уравнение, получим
%Рц I = Рц п + Fn I + Рц IV
или
р j = П + Ли + Рц IV _ 1018 + 2125 + 78,54 _ |g|Q 77 см2
Диаметр цилиндра первой ступени
Принимаем £>ц1 = 450 мм, тогда Гц1 = 1590 см2.
При этом
FninepedH =Fni—Fnii = 1590 — 1018 = 572 см2;
FnisaSH=F^ -^4iv = 1590 — 78,5 = 151175 см2;
Fn! ~Fn впереди +FnisadK = 572 + 1511,5 = 2083,5 сл<2.
Обычно при ориентировочных расчетах принимают площадь штока равной 5% от наибольшей площади поршня. В нашем случае необходимая площадь штока будет равна
FMm= 0,05F„max = 0,05Fnl3adlt = 0,05.1511,5 = 75,5 см2,
что приблизительно совпадает с принятым предварительно FMm = 78,54 см2 (dMm = 100 мм).
16. Пересчет величины средней скорости поршня. Для того чтобы обеспечить требуемую производительность компрессора, а следовательно, и Vhl, при отклонении принятой величины £>ц j от расчетного ее значения надо скорректировать величину средней скорости поршня сп.
Скорость сп определяется из уравнения
С« = 3o4'i = 30-2083,5-10—4 = 3,06 ^сек-
17. Определение хода поршня. Задаемся величиной отношения ips —
____$П __1
2 (для данного типа машины рекомендуется ips =
При этом
Dlf I
= 0,6 ч- 1,2).
5га — 5„ j — Sn п — • • • — v — I — 1,2-450 — 540 мм.
396
Приложения
18. Определение необходимого числа оборотов вала компрессора. Необходимое число оборотов находим по уравнению
30с„ 30 • 3,06 . а !
по = s п = Q54 = 170 об/мин.
Ввиду того, что ротор электродвигателя насаживается непосредственно на вал компрессора, выбираем ближайшее стандартное число оборотов электродвигателя /г# = 167 об/мин. При этом необходимая величина хода поршня будет равна
«о
s = 30с^ = 30-306 = 55
п п- 167 ’
Окончательно принимаем Sn = 550 мм.
19. Определение действительных рабочих площадей поршней и рабочих объемов ступеней. Действительные рабочие площади поршней определяются по скорректированным в п. 15 диаметрам цилиндров. Причем рабочая площадь поршня первой ступени (так же как и рабочий объем ее) уже известна: Fni = 2083,5 слс2. Рабочая площадь второй ступени равна
Fn I = Рц п — F* ш = 1018 — 283,5 = 734,5 смг и т. д.
Действительные рабочие объемы ступеней при новой скорости сп = = 3,06 м!сек определяются из уравнения
VftZ = 30Cn*Fn/.
Например, для второй ступени
= 30cn.F„n = 30-3,06.0,07345 = 6,745 м9/мин.
Результаты подсчета действительных значений Fni и Vhl сведены в табл. 8.
Таблица 8
Ступень Fni> см2 vM. м*/мин 1
7 2083,5 19,15
77 734,5 6,745
777 205 1,885
IV 62,64 0,575
V 15,9 0,146
20. Пересчет давлений по ступеням по уточненным рабочим объемам. Пересчет давлений по ступеням производится согласно методике, применяемой при расчете существующего компрессора (гл. III, § 18).
Давление всасывания по ступеням в первом приближении определяем по уравнению
, Vh । *
Рчи=РчиТ^--
Например, для второй ступени
р' п = PU1117^- = 0,96- -ЙЙ- = 2-73 ата-ц1 11 6,745
Штрих обозначает первое приближение.
Пример расчета компрессора
397
Величины рц2 по ступеням (кроме последней, где она задана) находим из уравнения
Рца — а1рц1 (Z+1)»
где az — коэффициент межступенчатых потерь давления, определяемый по уравнению
„ . _ Рчг» 1 4" ----- —-------------ft----- • Рц1(/+1) А —Р1(/+1)
Например, для первой ступени „ _ __ 14-0,124 __ 1,124 __ . 179
1—Pill - 1—0,04
Тогда
Рц2 1 = аЛ1п = 1,172-2,73 = 3,2 ата.
Аналогично ведется расчет для последующих ступеней. По полученным величинам давлений находим по ступеням степени повышения давления, коэффициенты X, и Хо и температуры аналогично тому, как это делалось в пп. 4, 7, 8 и 9 настоящего расчета (показатели пе и пр принимаются такими же), а также коэффициенты
z •
Затем вычисляем по ступеням постоянные компрессора по уравнению
С _
Например, для первой ступени
С = Vfa K'olP»1 1 19,15-0,872-0,96 = j4 57
1 Q«11 1,1
Результаты расчета для первого приближения сведены в табл. 9.
Таблица 9
Ступень a РЧ1-ата рц2» ата % °к Т ц2' °К Ло °ц2 С'
/ 1,172 0,96 3,2 3,33 0,9767 300 393 0,872 1,100 1,440 14,57
II 1,121 2,73 10,93 4,00 0,97 302 419 0,854 1,105 1,535 14,24
III 1,087 9,75 34,80 3,57 0,9743 301 412 0,894 1,102 1,510 14,90
IV 1,064 32,0 134,1 4,19 0,968 303 439 0,833 1,110 1,605 13,82
V — 126,0 329,6 2,62 0,984 298 386 0,958 1,090 1,675 16,15
Степень точности расчета по первому приближению определяется по уравнению
В' = £mln = 1Ш = 0 856
СИах 16’15
Однако такая степень точности неудовлетворительна.
Произведем расчет со вторым приближением.
398
Приложения
Давления всасывания по ступеням (кроме первой ступени) со вторым приближением подсчитываются по уравнению
Р
Например, для второй ступени
» Рц1 П /, , с'\ \ 2,73 (. , 14,57 ) о
^Ч1 II— 2 \ + cjJ “ 2 \ + 14,24/ — 2’76 ата-
Дальнейший расчет ведется как для первого приближения.
Результаты расчета сведены в табл. 10.
Таблица 10
Ступень 4’ ата рц2> ата 8ч *7 Т"ц^ “К <<2-“К °Ч1 °ц2 С"
I 0,96 3,24 3,38 0,976 300 394 0,870 1,100 1,443 14,53
II 2,76 10,75 3,90 0,971 302 416 0,858 1/105 1,525 14,47 !
III 9,60 35,60 3,71 0,973 301 416 0,888 1,102 1,525 14,57
IV 32,8 127,3 3,88 0,971 302 429 0,847 1,105 1,570’ 14,48
V 119,7 329,6 2,75 0,9825 298 392 0,954 1,090 1,701 15,25
Степень точности по второму приближению
= 1М7 =095
с 1Э,2Э
^тах
что также неудовлетворительно. Расчет по третьему приближению производится аналогично расчету по второму приближению.
Результаты расчета сведены в табл. 11.
Таблица 11
Ступень W Рц1-ата т рц2’ ата W 8ц х; № ТЩ- °К Т ц2 °К W х0 m °Ч2 С"' ;
I 0,960 3,24 3,38 0,976 300 394 0,870 1,100 1,443 14,53 '>
II 2,765 10,73 3,88 0,971 302 416 0,859 1,105 1,525 14,50 ?
III 9,580 35,70 3,73 0,973 301 417 0,888 1,102 1,530 14,55 j
IV 32,85 124,2 3,78 0,972 301,5 425 0,852 1,103 1,556 14,60 ‘
V 116,7 329,6 2,82 0,982 298 394 0,952 1,090 1,710 14,81 |
Степень точности в третьем приближении В" = = 0,98
^шах ’
приемлема.
21. Определение действительной производительности компрессора, приведенной к условиям всасывания.
V1 = Ар l4ll4lll4iv\v) Кл ~
= 19,15.0,95.0,976.0,87(0,98.1 0,97-1 -1) -0,991 = 14,6 м3/мин сухого газа при Pi != 1,01 кГ/см? и /ц= +20 °C.
Пример расчета компрессора
399*
Здесь Хо! и \! взяты из табл. 11.
Полученная производительность компрессора может, хотя и незначительно, отличаться от заданной, так как коррекция диаметров цилиндра и последующий пересчет давлений по ступеням приводит к некоторому изменению %01 и
22. Определение всасываемых объемов газа по ступеням компрессора.
Всасываемые объемы определяем по уравнению Veci = Vhi*kQi.
Например, для первой ступени
Vecl = = 19,15-0,87 = 16,67 мЧмин.
Аналогичным путем находим всасываемые объемы на последующих ступенях. Результаты расчета представлены в табл. 12.
Таблица 12
Ступень Vh if м3/мин
/ 19,15
II 6,745
III 1,885
IV 0,575
V 0,146
h 1 Vвс м3/мин
0,870 16,67 ,
0,859 5,79
0,888 ' 1,673
0,852 0,490
0,952 0,139
23. Определение индикаторных мощностей по ступеням. Индикаторные мощности первой, второй, третьей и четвертой ступеней находим по уравнению
ЛГ/ = 1,635рч1Увс. (Ле - Ар) + Ар ] кет,
где
/ «р-1 \ / "с-1
/ р \ /
Д _ пР I р «р II. Д ПС I „
АР пр — 1\ЁЦР 1 / ’ пс— 1 \®ч
Например, для первой ступени
j = 1,635р1(1 (Ас, - Ар 0 + Ар j] =
= 1,635-0,96-16,67 р +0У (1,40 — 1,353) + 1,35з] =36,9 кет,
где
/ 1 \ / 1,29—1 \
Л — р Лс1 __ 1 I — *’29 I Ч QR 1,29 _ 1/—140-
ncY—\ \ 1J- 1,29-Т\6’66
( ПЯ 1 \ ini / 1’21“1 \
-Ч = тзёг\3.38 '>' - 1) = 1,353.
400
Приложения
Индикаторную мощность пятой ступени находим по уравнению
Л7 1,635 П V Г r4iv(l+av) /л д \ 1 Тц\УАрУ
NIV = И^У Рц1 VVecV L-273V^ V-v) 1 273
+ С.. у ~ 8.. v] = 116,7 о, 139 [2^'.+ °” (1,192 - 1,161) +
4-298:1,161- -|_ 1,294 —1,091 = 36,6 квт, Zl<5 J
где
7 ПсУ~~1 \ 7 1,37—1 \
,'3’ -Ч = Ы92;
( "P \ . 0Q / 1.29-1 »
A — nPV |p прУ ____________ 1 ) — I 9 CO 1,29 __ 1 1 = 11«1.
ЯРу_ npy-\ \%V V - 1,29-1 1/-1.1O1,
QfllV ПРИ Рц1У И *Ц1У> 642V ПРИ P42V И 1ц1У-
Результаты расчета индикаторных мощностей сведены в табл. 13.
Таблица 13
Ступень nc~l 8 ПС 4 09 « It? 3 P3. ъ 1 Ac Ap Ni, квт
z 1,315 1,235 1,400 1,353 36,9
II 1,380 1,290 1,605 1,550 42,4
III 1,386 1,301 1,555 1,505 41,0
IV 1,411 1,327 1,586 1,539 42,0
V 1,322 1,261 1,192 1,161 36,6
24. Определение индикаторной мощности компрессора.
NlK = = Ntl + Nin + Л1/ш + Nllv + Nlv —
= 36,9 + 42,4 + 41,0 + 42,0 + 36,6 = 198,9 квт.
25. Определение изотермической мощности компрессора при теоретическом процессе. Мощность изотермического сжатия компрессора при теоретическом процессе находим по уравнению
Nиз из н- д *1” ^изв- д'
где я. д — мощность изотермического сжатия в ступенях низкого и среднего давления (в первой, второй, третьей и четвертой);
Низе, в — мощность изотермического сжатия ступени высокого давления (в пятой ступени).
Величину NU3lt. д вычисляем по уравнению
Nu3H.d = 3,75/?!jVi 1g 8N.d = 3,75-1,01 -14,6-lg 118 = 114,6 квт.
Пример расчета компрессора
401
гн д = = 118;
н ° Pi I 1,01 ’
п Pm IV 124,2 110 Q пшп Pz IV — 1 _|_ р21у — 1 _|_ 0,0409 ~ 11У’3 ата-
Определенное здесь давление p2iv = 119,3 ата отличается от давления за четвертой ступенью p2lv = 115 ата, указанного в табл. 1. Это является следствием пересчета давлений по ступеням, проделанного в п. 20.
Величину Nu3e. д вычисляем по уравнению
V _ l.OSSptvIZtv/TiV , _ \
‘’use- a g1V ( 273 m 6e.d + 62V 61VI —
1,635.119,3-0 ,1337 / 293 OOI o coc . , ocn . Л„„\ _ - n
= -----г^тз"2----(-273- •2»3 !g 2>685 + 1 ,259 — 1 ,073 I = 30,2 кет,
где
Viv = Vhv^pvKvКv = 0,146 -0,979 -0,982 -0,952 • 1,0 = 0,1337 м*/мин;
4, v = 1 — ₽iv = 1 — 0,021 = 0,979; = = 2,685;
6iv = ^r = ^8"= 1’073 ПРИ *iv = 20°C;
62V = Ci + CzP 2v + C3ZiV = 0,757 + -1,298. IO'3-320 + + 0,434-Ю-2-20 = 0,757 + 0,415 + 0,087 = 1,259
при pav ~ 320 ата и Z1V=2O°C.
Изотермическая мощность компрессора при теоретическом процессе сжатия будет равна
NU3 = NU3H'd+ NU3e.s = 114,6 + 30,2 = 144,8 кет.
26. Определение мощности, потребляемой компрессором. Задаемся величиной механического к. п. д. компрессора ч]мех = 0,8 (при ориентировочных расчетах рекомендуется i}Mex — 0,95 + 0,8).
Мощность, потребляемая собственно компрессором, будет равна
NK = = 248,5 кет.
к Пмех 0,8
(мощность вспомогательных механизмов здесь не учтена).
27. Общий изотермический к. п. д. компрессора
Лез. общ цк 248,5 U,0^.
28. Коэффициент производительности компрессора
Х 762.
Vh I 19,5
II. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА
Динамический расчет компрессора в основном сводится к определению необходимого махового момента, необходимой массы противовесов и их расположения. Здесь приводятся расчеты, связанные лишь с определением махового момента.
26 Захаренко и др. 314
402
Приложения
1. Построение расчетных индикаторных диаграмм по ступеням (фиг. 1).
Длину расчетных диаграмм принимаем равной Sd = 150 мм.
Построение расчетных индикаторных диаграмм производим графически по способу Брауэра. Принимаем tg а = 0,2 (тангенс угла наклона луча ОА
Фиг. 1
к оси абсцисс), tg рс и tg Рр (тангенсы углов наклона лучей ОБс и ОБр к оси ординат) находим по уравнению
tg Р = (tga + 1)п —1.
Например, для первой ступени
tgPH = (tga + l)n<i - 1 = (0,2 + l)1’29 - 1 = 0,265;
tgPpi = (t&Ax + l)n₽i - 1 = (0,2 + I)1’21 - 1 = 0,247.
Для первой ступени строим две индикаторные диаграммы — для передней и задней полости.
Пример расчета компрессора
403
Относительные величины мертвых пространств для передней и задней полости первой ступени принимаем равными соответственно:
aineP = 10,6% и а1задн — 6,4%
(по данным машины типа 5Э-14/220).
Тогда величины мертвых пространств в масштабе диаграммы Sm I пер = sdal пер = 150-0,106 = 15,9 ММ', SM I зади ~ $да1задн = 150 -0,064 = 9,6 ММ.
По оси ординат откладываем поршневые силы Р = pFn.
Для передней полости первой ступени, например, = PmiFninep = 0,96-572 = 549 кГ; = Рцц?ninep — 3,24-572 = 1853 кГ.
Принимая масштаб сил m = 50 кГ/мм диаграммы получим соответственно: в масштабе диаграммы
р — РП — 549 1 1
'ч1 m 50 11 ММ’
^ = -^- = Т = 37>05
Построение индикаторных диаграмм последующих ступеней, кроме пятой, производится так же как и для первой ступени.
Индикаторную диаграмму пятой ступени строим с учетом реальности газа, определяя угол наклона луча ОБ по условному показателю политропы г
г _______1g еч V______________1g 2,82______< у™.
Ige^v-lgQs+lgQi “ lg2,82-lg 1,71+ lg 1,091 “
где Qi определяется при рц1 и
И Q2 — При рц2 И /ч2,
и принимая пс = п„ = г (и соответственно Рс = Рр). Тогда для пятой ступени tg pf = tg рр = (tg а 4- 1)' — 1 = (0,2 + 1)'-7б5 _ 1 = 0,381.
Результаты расчета исходных данных для построения индикаторных диаграмм сведены в табл. 14.
После построения производим планиметрирование расчетных индикаторных диаграмм. Находим масштаб площади индикаторных диаграмм. По осям абсцисс фактически откладывалась на длине 8д = 150 мм величина . Так как сп = и VhceK = Fn^t° = > то можно написать —~ек =
= -у-, т. е. длина диаграммы Sg = 150 мм эквивалентна половине средней скорости поршня. Тогда масштаб по оси абсцисс К = —
= 0,102 м/сек-см диаграммы.
Масштаб по оси ординат, как было указано ранее,
tn = 50 кПмм диаграммы — 500 кГ/см диаграммы.
26*
404
Приложения
Таблица 14
Ступень tg а пс ,tg₽c пр tg₽p рцъ кГ/см2 рцъ кГ/см2
Г передняя 0.2 1,29 0,265 1,21 0,247 0,96 ' 3,24
I Задняя 0,2 1,29 0,265 1,21 0,247 0,96 3,24
// 0,2 1,31 0,270 1,23 0,253 2,765 10,73
/// 0,2 1,33 0,275 1,25 0,258 9,58 35,7
IV 0,2 1,35 0,280 1,27 0,261 32,85 124,2
V 0,2 Г- =1,765 0,381 г= 1,765 0,381 116,7 329,6
Ступень Fn см2 ₽Ч1 кГ РЦ2 кГ рш мм РЦ2 ММ а % SM мм
I Г передняя 572 549 1853 11 37,05 10,6 15,9
\ задняя 1511,5 1450 4890 29 97,7 6,4 9,6
// 734,5 2030 7880 40,6 157,7 7 10,5
/// 205 1963 7315 39,3 146,3 6 9
IV 62,64 2060 7780 41,2 155,7 8 12
V 15,9 1854 5240 37,1 104,8 6 9
Тогда масштаб площади диаграммы
Ш/ = Кт = 0,102-500 = 51 кГ м/сек/см2 диаграммы =
51
= 102 к.вт!'см2 диаграммы = 0,5 кет!'см2 диаграммы.
При. этом индикаторная мощность, например, для первой ступени будет равна:
Nnnep = fdinepmf = 19,5-0,5 = 9,75 кет;
Nil3adH = fdi3adHmf = 54,1 -0,5 = 27,05 кет;
Nil = Nil пер + Nu3adH = 9,75 + 27,05 = 36,8 кет.
Результаты планиметрирования диаграмм и расчетов индикаторных мощностей по ступеням сведены в табл. 15.
Таблица 15
Ступень fd,CMt N кет
( передняя ( задняя 19,5 9,75
54,1 27,05
II 84,7 42,35
III 81,6 40,8
IV 83,7 41,85
V 70,0 35,0
Индикаторная мощность компрессора по данным индикаторных диаграмм NiK = SN. = (9,75 + 27,05) + 42,35 + 40,8 + 41,85 + 35,0 = 196,8 кет.
Пример расчета компрессора
405
Фиг. 2
406
Приложения
В термодинамическом расчете N — 198,9 квт, т. е. результаты почти совпадают.
2. Построение диаграммы суммарных поршневых сил (фиг. 2). Производим развертку индикаторных диаграмм по ходу поршня. Развертку диаграмм первой (передней), второй и третьей ступеней производим в положительной области диаграммы, а первой (задней), четвертой и пятой ступеней — в отрицательной области. Определение положения поршня при различных углах поворота кривошипа через каждые 15° производим графически по способу Брикса.
Величина смещения полюса N в масштабе диаграммы будет равна
NN' = = -Ц*- = °’212;150 = 7,95 мм,
2L# 2 4 4 ’ ’
где
1 __0 212-
Л ~ L “ 1300 —
L — длина шатуна.
(В проектируемой машине используется механизм движения машины типа 5Э-14/220, у которой L = 1,3 м, R = 0,275 м.)
Вес возвратно-поступательно движущихся деталей компрессора подсчитываем, пользуясь эскизом поршневой группы проектируемого компрессора и спецификацией компрессора 5Э-14/220:
SGs = Gn + GMm + GKp + = 910 кГ,
где Gn — вес дифференциального поршня;
вшп — вес штока;
GKp — вес крейцкопфа;
Ощ.2 = 0,46ш, где Ош — вес шатуна.
Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс находим для различных положений поршня по уравнению
Jn = /ni + Аг ~ SmsR«>* cos а + S/n^co^cos 2а =
= ZtnsR&* (cos а -|- X cos 2а) = 2^2. R (cos а + % cos 2 а) =
= 0,275 (cos а + 1 cos 2а) = 7800 (cos а + Л cos 2а).
У,о1 I uU /
Результаты подсчета Jn = f (а) сведены в табл. 16.
Принимая, что на преодоление сил трения Тп при возвратно-поступательном движении тратится 60% от общей мощности трения, определяем среднюю величину Тп за цикл
Тп = 1840 ^\(1 ~ Лл<ег) = 1840 = 990 кГ
или в масштабе диаграммы,
Тп = = 19,8 мм.
п m 50
При ходе к валу величина Тп имеет положительное значение, а при ходе от вала — отрицательное.
Производим графическое сложение поршневых сил различных ступеней Р = pFn, сил инерции Jn и сил трения Тп.
Пример расчета компрессора
407
Таблица 16
а° cos а + Xcos 2а m J п, мм Р , мм Рп- m
0 1,212 9,460 189,2 — 78,4 — 3,920
15 1,149 8,960 179,2 50,4 2,520
30 0,972 7,580 151,6 123,3 6,170
45 0,707 5,520 110,4 139,2 6,960
60 0,394 3,080 61,6 114,0 5,700
75 0,077 0,600 12,0 102,7 5,140
90 -0,212 —1,655 — 33,1 120,1 6,010
105 —0,442 —3,450 — 69,0 182,0 9,100
120 —0,606 —4,730 — 94,6 159,2 7,960
135 —0,707 —5,520 —110,4 143,6 7,180
150 —0,760 —5,930 —118,6 135,7 6,780
165 —0,783 —6,110 —122,2 131,9 6,590
180 —0,788 —6,150 —123,0 110,3 5,520
195 —0,783 —6,110 —122,2 24,2 1,210
210 —0,760 —5,930 —118,6 — 90,6 — 4,530
225 —0,707 —5,520 —110,4 —162,1 — 8,110
240 —0,606 —4,730 — 94,6 —174,0 — 8,700
255 —0,442 —3,450 — 69,0 —182,0 — 9,100
270 —0,212 —1,655 — 33,1 —227,1 —11,360
285 0,077 0,600 12,0 —218,8 —10,940
300 0,394 3,080 61,6 —204,2 —10,210
315 0,707 5,520 110,4 —178,8 — 8,940
330 0,972 7,580 151,6 —137,9 — 6,890
345 1,149 8,960 179,2 —110,0 — 5,500
360 1,212 9,460 189,2 — 78,4 — 3,920
В результате получим кривую суммарных поршневых сил
Рп = 2pFn + 4 + Т„ = Л (а).
Результаты расчетов сведены в табл. 16.
3. Построение диаграммы суммарных тангенциальных сил (фиг. 3).
Фиг. 3
Тангенциальные силы получаем приведением суммарных поршневых усилий к пальцу кривошипа аналитическим способом по уравнению
р _ р sin (« + Р) .
* п cos р ’
408
Приложения
с учетом кинематических соотношений
sin р = % sin а или cos Р = ]/1—X2sin2a.
Результаты расчетов приведены в табл. 17.
Таблица 17
а° РП’ m sin (a + 3) cos 3 MM
0 — 3,920 0 0 0
15 2,520 0,312 0,785 15,7
30 6,170 0,593 3,655 73,1
45 6,960 0,814 5,665 113,3
60 5,700 0,960 5,470 109,4
75 5,140 1,020 5,245 104,9
90 6,010 1,000 6,010 120,2
105 9,100 0,912 8,300 166,0
120 7,960 0,773 6,150 123,0
135 7,180 0,600 4,310 86,2
150 6,780 0,408 2,770 55,4
165 6.590 0,206 1,360 27,2
180 5,520 0 0 0
195 1,210 —0,206 —0,249 —4,98
210 — 4,530 —0,408 1,850 37
225 — 8,110 —0,600 4,860 97,2
240 — 8,700 —0,773 6,725 134,5
255 — 9,100 —0,912 8,300 166,0
270 —11,360 —1,000 11,360 227,1
285 —10,940 —1,020 11,180 223,5
300 —10,210 —0,960 9,800 196,0
315 — 8,940 —0,814 7,280 145,6
330 — 6,890 —0,593 4,090 81,8
345 — 5,500 —0,312 1,715 34,3
360 — 3,920 0 0 0
На основании данных табл. 17 строим кривую Pt =f2 (а). Считая, что» из общей мощности потерь на трение 40% идет на преодоление трения во вращательном движении, определяем среднюю величину этих сил. трения T# за один оборот вала по уравнению
т _ 12202У22с11^21л^ = 1220» 196,8 (1 — 0,8) г
в~ лп0Яцмех л-167»0,275-0,8 °
или, в масштабе диаграммы,
= ^ = ^ = 8>32лш-
Сместив ось абсцисс вниз на величину Тв = 8,32 мм, получим кривую» суммарных тангенциальных сил Pt + Т8 = /3 (а).
Производим планиметрирование диаграммы суммарных тангенциальных сил, т. е. находим площадь fd между кривой тангенциальных сил и новой (смещенной вниз на величину Тв) осью абсцисс.
Определяем среднее тангенциальное усилие
~р ___fd___ 38080 мм2_ 1 лк q ми
1д ~ 360 мм
где 1д — длина диаграммы;
ptcP = Ptcpm^ 105,9-50 ~ 5295 кГ.
Расчет уравновешивания компрессора
409
Мощность, потребляемая собственно компрессором, может быть найдена* по уравнению
д/ ___PfcP^^nQ___ 5295*0,275* л* 167 _ ЛДО к КА
М*— 102-30 102-30 24У,0К»/П.
В термодинамическом расчете NK = 248,5 кеш. Результаты примерно-совпадают.
Проводим линию Ptcp на диаграмме и планиметрируем площадки, заключенные между прямой Ptcp и кривой Pt + Тв = /3 (а).
В результате получим следующие величины площадей:
fl f 2 /з fb
—22,5 см2 22,9 см2 —57,9 см2 75,3 см2 —П,Ьсм2
Поскольку площадка /4 больше всех остальных площадок, в том числе* (fi +/а)> то величина /4 кладется в основу определения махового момента.
4. Определение махового момента маховика компрессора. Определяем-масштаб площадей диаграммы тангенциальных сил по уравнению
т? = "7^ m ~ 2Я зё~ 500 ~ 24 кГм/см2 диаграммы,
где 1д = 36 см — длина диаграммы;
tn = 500 кПсм диаграммы — масштаб сил.
Так как для привода компрессора используется синхронный двигатель,, ротор которого насажен на вал компрессора, то принимаем степень неравно-* мерности угловой скорости
я _ _L
200 •
Необходимая величина махового момента находится по уравнению
GD2 = 3600 = 3600 24'УД'2°° = 46600 кГм2,
"о6
где /тах = /4 = 75,3 см2.
Приложение 5
ПРИМЕР РАСЧЕТА УРАВНОВЕШИВАНИЯ КОМПРЕССОРА
Произвести расчет динамического уравновешивания двухступенчатого' V-образного четырехрядного компрессора для двух вариантов:
1) с равными массами ms поступательно движущихся частей по рядам;
2) с различными массами ms.
Фиг. 1
410
Приложения
Схема механизма движения компрессора показана на фиг. 1, а, схема >вала — на фиг. 1, б.
Исходные данные:
1. Компрессор имеет две первые ступени, условно обозначенные на схеме дифрами 1; и 2, и две вторые, обозначенные 1П и 2П. Вал двухколенный. Каждое из колен приводит в движение шатунно-кривошипные механизмы •одной первой и одной второй ступеней.
2. Угол между рядами первых и вторых ступеней «р == 90°.
3. Число оборотов вала п0 = 590 об/мин.
4. Вес каждого шатуна 6Ш = 3,7 кГ.
5. Вес поршней первых и вторых ступеней в первом варианте GnI — ~ Gnu — Н,7 кГ; во втором варианте GnI = 13 кГ; GnlI = 9 кГ.
Первый вариант
Уравновешивание центробежных сил. В соответствии со схемой вала (фиг. 1, 6) центробежные силы инерции Jr вращающихся масс (см. гл. IV, § 23) будут полностью уравновешены. Но при этом имеет место неуравновешенный момент Mr = JrA. Плечо А задано размерами вала фиг. 2.
Фиг. 2
Для определения силы Jr найдем величину неуравновешенной массы вращающихся частей, приведенной к оси колена вала.
Масса колена вала равна
где Ьш и dK — размеры шейки (см. фиг. 2);
у = 7850 кГ/м3 — удельный вес стали;
g = 9,81 м/сек2.
7850 3,14-0,065* n , n л », тк1 = 98Г ~—Т------ 0’1 = 0>266кГ-се№/д.
Массы неуравновешенных частей щек вала принимаем одинаковыми на обеих концах шатунной шейки и находим их величину приближенно, •как для прямоугольного параллелепипеда (заштрихованные на фиг. 2 участки /ик2). Неуравновешенная масса
mKi = J (bih) = 0.04-0,05-0,08 = 0,128 кГ-секЧм.
Расчет уравновешивания компрессора
411
Массу шатуна, участвующую во вращательном движении, принимаем равной
тш1 = 0,7 = 0,7 = 0,264 кГ-секЯм .
Полная величина неуравновешенной массы, приведенной к оси колена вала [см. ф-лу (325)], составит
mR = тк1 + 2mKi ± + 2тш1 = 0,266 + 2-0,128 +
+ 2-0,264 = 1,114кГ-а>№Ли.
Центробежная сила равна JR = mR^R — 1,114 -61,82 -0,06 = 255,5 кГ.
Неуравновешенный момент MR можно уравновесить системой двух противовесов, создающих момент Мпр = JRnpB, равный по величине моменту MR, но противоположно направленный.
Из условия равенства моментов
JrA = JRnpB или m#co27M = mRnp®2rB находим
mRnp = mR^.
Радиус центра тяжести противовеса г равен 100 мм.
Масса противовеса
mRnp = mR^- = 1,114 = 0,382 кГ-сек^м.
И Гл-> U, 1*U,OO
Уравновешивание сил инерции масс, движущихся возвратно-поступательно. Массы поршней первой и второй ступеней равны между собой, т. е.
mni - mnn — — = 1,193 кГ-сек21м.
Масса шатуна составит:
тш2 = 0,3 = 0,3 = 0,113 кГ-секЧм.
g У,о1
Общая масса частей шатунно-кривошипного механизма одного ряда, участвующих в возвратно-поступательном движении, равна
ms = тп + тш2 = 1,193 + 0,113 = 1,306 кГ секЧм.
При равенстве масс ms по рядам равнодействующая геометрической суммы сил инерции первого порядка Jnl двух механизмов, соединенных с одним из колен вала, определяется уравнением
= msR(P2 = 1,306-0,06-61,82 = 299 кГ,
т. е. равнодействующая 2JnI является постоянной силой, направленной по радиусу.
Равнодействующая S/ni, воспринимаемая вторым коленом вала, по абсолютной величине будет также равна 299 кГ.
Так как направления действия сил 2 Jnl совпадают с плоскостями колен вала, которые размещены под углом 180° друг относительно друга, то эти силы будут взаимно уравновешиваться. Но при этом будет возникать неурав-
412
Приложения
повешенный момент Ms = ZJnlAt который может быть уравновешен противодействующим моментом
Ms пр = ЛпрВ = msnp^rB, где Msnp — масса противовеса;
В — расстояние между точками, в которых подвешены противовесы на валу (фиг. 2).
Пользуясь равенством моментов
Ms = Msnp или msa2RA - рг$пр(а2гВ, найдем
™*пр = -s # = 1.306 = 0,447 кГ-сек2/м.
Следовательно, установкой на валу двух противовесов с массой каждого из них тпр = mRnp + msnp = 0,382 + 0,447 = 0,829 кГ-сек2!м можно произвести уравновешивание моментов центробежных сил инерции и сил инерции первого порядка возвратно-поступательно движущихся частей.
Вес противовеса составляет Gnp = mnpg = 0,829 -9,81 = 8,13 кГ, а форма и габариты определяются конструктивными соображениями. Силы инерции второго порядка Jnll остаются свободными. Такое уравновешивание компрессора называют динамическим уравновешиванием с точностью до второй гармоники/
Второй вариант
Рассмотрим уравновешивание того же компрессора при условии, что поршень первой ступени имеет вес Gni = 13 кГ, a GnII = 9 кГ. Размеры, вала и шатунов остаются без изменения.
Уравновешивание центробежных сил инерции и моментов не отличается от выполненного в первом варианте.
Уравновешивание сил инерции масс, движущихся возвратно-поступательно, производится следующим путем. Масса поршня первой ступени равна
тп1 = ^ = = 1,325 кГ -сек?!м\
масса поршня второй ступени определяется как
mnii = =0,918 кГ -сек,2/м.
Масса шатуна, участвующая в возвратно-поступательном движении, равна тш2 = 0,113 к,Г-сек21м (определена выше).
Суммарная масса поступательно движущихся частей в ряду первой ступени будет
m's = тп1 + = 1,325 + 0,113 = 1,438 к,Г-сек.21м,
соответственно в ряду второй ступени она составляет
tns = /ипП + тш2 = 0,918 + 0,113 = 1,031 кГ-секЧм.
Рассмотрим сначала уравновешивание сил Jni двух механизмов движения, соединенных с одним из колен вала. Равнодействующая сил инерции масс m's и т" может определяться аналитически или графически. В практических расчетах пользуются обычно графическим способом. В этом случае равнодействующая сил JnJ находится по правилу геометрического сложения векторов.
Расчет уравновешивания компрессора
413
Обозначив вектор текущей составляющей сил инерции первого порядка ряда первой ступени через /пр соответственно для ряда второй ступени через ~fny результирующую силу можно выразить
2/п1 = jnl + jnl'
На фиг. 3 показано построение для определения результирующей силы 2yni при повороте вала на 15°. В соответствии с принятыми обозначениями результирующая сила равна
S/nI = ОВ = ОА + АВ.
Фиг. 3
Для быстрого определения величин и направлений результирующего вектора ОВ при любом угле поворота вала пользуются методом вращающихся векторов. Для этого из центра О (фиг. 3) проводим две окружности с радиусами векторами J'nl = m'sR со2 = 1,438.0,06 .61,82 = 329,5 кГ и J"nl=m"s х х/?о2 = 1,031 .0,06-61,82 = 236 кГ. Через центр О проводим две линии, соответствующие направлениям осей рядов первой и второй ступеней. Угол между этими линиями равен 90°. Очевидно, что проекции вектора 2 jn\ на ось ряда первой ступени и на ось ряда второй ступени будут соответствовать текущим компонентам Jп\ и Jni, которые при геометрическом сложении дают текущую равнодействующую ОВ = 2 /л1 при угле поворота вала, равном 15°. Для углов а = 30°, а = 45° и т. д. концы векторов изменяющейся равнодействующей обозначены В2, В3 и т. д. Огибающая кривая, соединяющая текущие точки В, соответствует эллипсу, большая ось которого совпадает в данном случае с осью ряда первой ступени. Этим графическим анализом подтверждается вывод о том, что при неравенстве масс ms по рядам результирующая сила инерции Jnl изменяется по закону эллипса, большая ось которого всегда совпадает с осью ряда, располагающего большей возвратно движущейся массой. Для масс, соединенных со вторым коленом вала, результирующая сила 2 jnl будет изменяться также по закону эллипса.
414
Приложения
При наличии угла между коленами вала, равного 180°, результирующие векторы, воздействующие на колена, будут всегда равны и направлены в противоположные стороны, т. е. взаимно уравновешиваться. При этом будет возникать неуравновешенный момент, изменяющийся по эллиптическому закону. Для полного уравновешивания V-образного четырехрядного» компрессора необходимо было бы создать противодействующий момент, закон изменения которого совпадал бы с первым. Но осуществить это практически трудно. Поэтому в таких случаях добиваются только частичного» уравновешивания моментов. Это достигается противодействием постоянных по величине центробежных сил от вращающихся дополнительных противовесов на концах вала массой msnp.
За основу берут обычно среднюю массу -------• При подвешивании
к каждому из колен вала массы
ms + ms $ 1,438 + 1,031 0,06 п
ms пр =---2----~7 =------------дд- = °-74 кГ • /м
будет возникать постоянная по величине центробежная сила
Л пр = = 0,74 .0,1 -61,82 = 282,7 кГ.
Вращение радиуса-вектора Jsnp на фиг. 3 дает круг. Сопоставляя контур круга с траекторией текущей равнодействующей S/nl (эллипс), видим, что в направлении оси ряда первой ступени имеется неуравновешенность сил, которая обусловливается превосходством векторов результирующей силы 2/ni, а в направлении оси ряда второй ступени — превосходством вектора Tsnp.
В соответствии с изменением разности векторов 2/п1 и Jsnp на каждом из колен вала будет изменяться и уравновешивающий момент.
Так как абсолютная величина разности векторов получается небольшой, то такое уравновешивание считается допустимым. Учитывая, что массы вращающихся частей на коленах вала остаются такими же, как и в первом варианте, то полная масса противовесов будет равна
тпр = msnp + mRnp = 0,74 + 0,382 = 1,122 кГ-секР/м,
или Gnp = /nnpg = 1,122-9,81 = 11 кГ.
Приложение 6
ПРИМЕР РАСЧЕТА ДИАГРАММЫ ДВИЖЕНИЯ ЗАКРЫВАЮЩЕГО ОРГАНА ВСАСЫВАЮЩЕГО КЛАПАНА ТРЕТЬЕЙ СТУПЕНИ КОМПРЕССОРА [23]
При термодинамическом расчете компрессора были определены следующие величины:
Рх = 14 ати и Р2 = 47 ати —давления во всасывающем и нагнетательном патрубках третьей ступени;
у„ = 16,3 кГ/м3 — удельный вес воздуха во всасывающем патрубке; п = 800 об/мин. — число оборотов вала компрессора;
и = 83,7 —;
сек.
F = 2,82 -10_8jm2 — площадь поршня;
р
X = -т— = 0,2, где R = 8 -10-2 м — радиус кривошипа;
а = 17,1% —относительная величина мертвого пространства;
пр = 1,3 —эквивалентный показатель политропы расширения.
Расчет диаграммы движения клапана
415
В результате конструктивной разработки компрессора установлено, что здесь целесообразно применить сферические тарельчатые клапаны типа СТ-14-18.
На основании рекомендаций, приведенных в гл. VI-, приняты следующие параметры клапанов:
гн ~ гв ~ 4 — число нагнетательных и всасывающих клапанов;
= hH= 0,195 см — подъем тарелочек клапанов от седла до ограничителей;
= 0,182 см, и = 0,2 см — предварительное сжатие пружин всасывающих и нагнетательных клапанов;
св = сн = 0,65 кГ/см — жесткость пружин;
Gm = 2,04 «10-3 к,Г — вес тарелочки клапана;
Gn = 1 «Ю-3 кГ — вес пружины;
h = fH = 2,01 см2 — площадь для прохода воздуха в седле клапанаг перекрываемая закрывающим органом;
<pe = 60d и = 180° — углы между вектором силы тяжести Gm + Gnp и направлением движения тарелочки при открытии всасывающего1 и нагнетательного клапанов;
К2 = 0,53 — коэффициент газодинамического действия потока на закрывающий орган;
пр = 1,3 — показатель политропы расширения.
Целесообразно определить сначала момент закрытия клапана (точка 11, фиг. 1) и построить кривую h = f 2 ($). Если при этом будет установлено, что закрытие клапана происходит своевременно, то можно вычислить и построить остальные элементы диаграммы движения закрывающего органа.
Построение диаграммы может быть произведено в координатах h—О' или h—а°.
В данном случае построение диаграммы выполним в координатах h—а°
Определение момента начала закрытия клапана
Момент начала закрытия клапана определяется углом а3 по уравнению-
л — arc cos
57,3
Величина
г2 = ______Q*_____ ___________65____________ cyj 9 1П4
Gm 1 Gnp 2,04.10-» 1 1.10-3 ’ сек*'
g + 3 ’ g 9,81 + 3 ’ 9,81
Величина b определяется по уравнению
k2KefF*F>*to* 2^0,64л2^Л4
где M = + L i = 2,42• 10- кГ-се^м;
I ~ 0,8 л dK
(для клапанов CT-14-18 dK = 16 мм);
f = 1,54-IO-4 m2 — лобовая поверхность тарелочки, приравненная площади отверстия седла.
Подставляя числа, получим
b = 0.53-16,3.1,54-10-«.7,95.10-0.64-1О-«.70.102 _
2-9,81-16-0,64-9,86-2,56-10-4.2,42-Ю-4 ~ 0,0 0 1и м/сск .
416
Приложения
Угол поворота вала
а3 = Гз, 14 — arc cos fl —
27,2-Ю4.7,47.10-*
3,87.10-3
57,3^149°
<или время начала закрытия '0'1_4 = 3,1 -10-2 сек.
В соответствии с полученными координатами а3 = 149° и hH = 1,95jwjw «а фиг. 1 нанесена точка 11, соответствующая началу закрытия клапана.
Расчет и построение кривой Л = /2(д)
Расчет ординат кривой ведется с учетом смещения начальной фазы в точку 11 (фиг. 1). В соответствии с этим уравнение принимает вид
h = |Ci cos (vf>) + C2 sin (v<>) + m cos 2м (ft + &!_<) + ^j*/3 ,
где v = У 3q.
Постоянные интегрирования определяются следующим образом
= h3 — т cos (2©^i_4) — ,
где
36 3-3.875-IO-3 1л 7- 1Л_9 «
m ~~ 4<j)2— 3<?2 — 4-70-102 — 3-27,2-10* 14,75-10 M.
Подставляя известные величины и значения cos 298° = 0,469, получаем
С, = 7,47-ю-» + 14,75 -10-9 -0,469— ^0,13 -10~9 м3.
~ 2ш(а п л
C2 = -y=^sin 2(0'01_4.
Расчет диаграммы движения клапана
417
Здесь sin — sin 298° = — 0,883, следовательно, 2*14,75*10—9*83,7 л qqq n 1 r\ g 9 С* = 1,73-5,21-102 0,883 ^2,40 -10-’ л?.
Для определения ординат точек кривой h = f2 (#) будем задаваться временем #, считая началом его отсчета точку 11. Порядок величины текущего времени устанавливается по разности —#i__4. В данном случае, при ~ п2 ~~ 2*800 “ 3>75 -10 сек.
#1-5 — #1—4 = (3,75 — 3,1) *10"2 = 0,65 ПО-2 сек.
Следовательно, величина # должна лежать в пределах этой разности, т. е. 0 < # < 0,65 *10 2 сек. Для определения ординаты первой точки пг задаемся временем #i = 0,05 *10-2 = 5*10-4 сек., тогда
v# = 1/3^ = 1,732*5,21 *102 -5-10"4 *57,3°^ 25°40';
2(0#! = 2 *83,7 *5 *10-4 *57,3 4°50'.
Соответственно
cos v#!*= cos 25°40' = 0,901;
sin v#i = sin 25°40' = 0,433;
cos 2 ((o#i + #x_4) = cos (4°50' + 298) = 0,542.
Подставляя постоянные и C2, а также другие величины, получаем
hr = Jo, 13• 10-9*0,901 + 2,4* IO-9*0,433 — 14,75* 10“9* 0,542 +
f 3,875*10-3 'll/З
“F 27 2*104 — 1,948мм.
Абсцисса первой точки будет равна
а1 = а3 +#!(о*57,3 = 149 + 5*10"4*83,7 *57,3 = 151°24'.
В соответствии с принятыми масштабами та и mh на диаграмме фиг. I наносим координаты первой точки. Аналогично вычисляются ординаты последующих точек кривой, число которых обычно принимается не менее 8—10. Результаты расчетов координат последующих точек кривой h = = /2 (#) приведены в табл. 1.
Таблица 1
Текущее время ОЮ4 сек /3 qb cos УЗ qft sin Уз q<& cos 2 (йИ>-|-+ 149°) Ордината h по расчету, мм Абсцисса расчетной точки a = 149° + 4- О-вЗ.7-57,3°
5,0 25°40' 0,901 0,433 4°50' 0,542 1,948 151°24'
10,0 51°40' 0,62 0,784 9°36' 0,609 1,932 153°47'
14 72°36' 0,3 0,954 13°27' 0,661 1,898 155°42'
17,4 90°10' —0,003 1,0 16°40' 0,702 1,85 157°20'
20 104° —0,241 0,97 19°10' 0,733 1,78 158°30'
25 129°20' —0,633 0,773 24° 0,788 1,64 161°
30 155° —0,906 0,422 28° 0,829 1,43 163°2Г
35 181° —0,999 —0,017 33°30' 0,878 1,048 165°42'
37 191° —0,979 —0,199 35°30' 0,894 0,766 166°42'
38 197° —0,956 —0,292 36°30' 0,902 0,508 167°10'
27 Захаренко и ДР- 314
418
Приложения
По координатам #и й, взятым из табл. 1, с учетом масштабов диаграммы на фиг. 1 нанесены точки и построена кривая h = /2 (/). По характеру кривой видно, что при выбранных параметрах (Л, св, ze, М) клапаны будут открываться полностью, но закрытие может быть преждевременным. Учитывая неизбежную потерю жесткости пружин в процессе работы, можно полагать, что это несоответствие устранится и закрытие клапана будет своевременным.
Производим расчет остальных элементов диаграммы движения закрывающего органа.
Определение угла начала открытия клапана
Моменту открытия клапана на диаграмме будет соответствовать угол поворота вала ар, определяющийся уравнением
где
= Рщ±Рб. ХкПсм*;
4 Рц. + Рб °
Р.г cos Т. =
_ Н-0'1^85 + <2-04 + ?'] '°-'-0'8 - 13,94 кГ/См'; =
= 47 + + |2'М + у-'°" = 47,064 кГ/ол’ .
Тогда
о 47,064 + 1 О1
6ч 13,94+1
Принимая np st; 1,3, находим
ар = arccos[1 — 2 0,171(з,21^* — 1)] ^60°>
что соответствует времени
~ <в57,3 = 83,7-57,3 = 124,8 *10 * СеК‘
Нанося на фиг. 1 отрезок, соответствующий углу ар, определяем время первого периода диаграммы — отрезок 1—2.
Расчет и построение кривой h — f1 (Ф)
Ординаты точек кривой h = f^) определяются по тому же уравнению, как и для кривой h = /2 (Ф). Величины т, Ь и q, входящие в него, имеют те же численные значения. Начальную фазу следует сместить в точку 2 (фиг. 1).
Расчет диаграммы движения клапана
419
Постоянные интегрирования равны
= — 4 — m cos (2®^_2), ч
Cj = — -^^-—14,75.10-’.0,5 = — 21,6.10-’ jw3;
C2 = ^-sin(2®^_2),
r _ 2-14,75-10-*.83,7-0,866 „ „ „ 1П-* ««
С2 “ 1,732-5,21 • 102 — 2,d0’1U М .
Порядок величин О', которыми следует задаваться, остается примерно таким же, каким пользовались при расчете кривой закрытия клапана. Принимая, например, Ох = 1,8-Ю-4 сек., находим
УТ = 1,732 .5,21 -102 -1,8 -Ю"4 -57,3° = 9°20';
2®ОХ = 2 -83,7-1,8-IO"4 -57,3° = 1°42'.
Соответственно
cos ]/3 «/Ох = cos 9°20' = 0,986;
sin УЗ’ ^0>! = sin 9°20' = 0,162;
cos 2® (Oj_2 + Oi) = cos (120° + 1°42') = — 0,525.
Ордината первой точки равна
Й! = 10-3 [—21,6.0,986 — 2,36-0,162 + 14,75-0,525 + 14,24]1'8 =
= 0,66 .Ю-3 м = 0,66 мм', абсцисса этой точки определяется
Oi = ар +О!®.57,3 = 60° + 1,8 ПО'4-83,7-57,3 60°52'.
Результаты расчетов координат последующих точек кривой приведены в табл. 2.
Таблица 2
Текущее время 0-Ю4 сек. /3 ?О совТ^З- qft sin Уз q$ 2соО cos 2 (о/ + 60») Ордината h по расчету, мм Абсцисса расчетной точки а = 60° + 4-*0-83,7-57,3°
2,37 12°20' 0,976 0,213 2°10' —0,532 0,776 61’7'
5,0 25°40' 0,901 0,433 4°50' —0,571 1,290 62’24'
6,0 31° 0,857 0,515 5°45' —0,584 1,441 62’52'
7,5 39° 0,777 0,629 7°10' —0,604 1,675 63’36'
9,0 46°36/ 0,687 0,726 8°40' —0,624 1,903 64’20'
10,0 51°40' 0,62 0,784 9°36' -0,637 2,01 64’40'
Откладывая от точки 1 по оси а отрезок, соответствующий углу ах = = 60°52', а по оси ординат отрезок ht — 0,66 мм, получим первую точку расчетной кривой h = (&).
Аналогично наносятся на расчетную диаграмму остальные точки кривой h = ft (О).
27*
420
Приложения
Точка пересечения этой кривой с линией предельного подъема соответствует времени полного открытия клапана, которое может быть вычислено следующим образом:
Ох_3 = = Л 13,6.10-I. 2 сек .
оо,/ • оI ,о
По полученной расчетной диаграмме движения закрывающего органа можно рассчитать и построить диаграмму потерь давления во всасывающем клапане, а также определить скорости посадки тарелочки клапана на ограничитель и седло.
Приложение 7
ПРИМЕР РАСЧЕТА КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА
Рассчитать коленчатый вал двухрядного двухступенчатого поршневого компрессора простого действия с расположением колен через 180°.
Из диаграммы суммарных поршневых и тангенциальных усилий имеем следующее.
/ положение
Фиг. 1.
I. Максимальное поршневое усилие (с учетом сил инерции поступательно движущихся частей) действует на первое колено при угле поворота вала а = 325° и равно. Pni = 3080 кГ. Тангенциальное усилие, действующее на первое колено, равно Ptl — 2120 к,Г. В этом же положении вала для второго колена
а = 145°; Рм = 575 кГ; Рт = 400 кГ.
2. Максимальное тангенциальное усилие возникает при угле поворота первого колена вала а = 135°. При этом для первого колена Рп1 = 421 кГ; Ра = 352 кГ; для второго колена а = 315°; РпП = 2980 кГ; Ptu =2400 кГ, Вал нагружен также силами инерции вращающихся частей (противовесы, щеки и мотылевые шейки), которые имеют постоянную величину, не зависящую, пт угла1 поворота вала. При этом массу мотылевой шейки заменяем двумя равными между собой массами сосредоточенными в точках Q и 5 (фиг. 1).
Распет коленчатого вала
421
Сила инерции противовеса PJnp = 1270 кГ.
Сила инерции, приложенная к малой щеке, P'j = 630 кг.
Сила инерции, действующая на большую щеку, pj = 400. Действием сил веса пренебрегаем.
Размеры вала:
I = 700 мм d = 88 мм Р — ЮО мм h = 125 мм b = 50 мм а — 95 мм m = 120 мм 13 = 350 мм
12 = 235 мм = 465 мм
Р = 156 мм п = 230 мм к — 44 мм t = 56 мм
Расчет по статическим нагрузкам
Первое положение — максимальное поршневое усилие. Усилия, действующие в плоскости колена, равны
Л; _ Рп cos (а + р)
cos р
где Рп —поршневое усилие (с учетом сил инерции поступательно движущихся частей), действующее на колено при данном угле поворота вала,
sin Р = л sin а.
Первое колено
sin р, = J- sin 325° = — 0,138 ;
г* 4,15 ’
pj = — 7°58';
cq + pj = 325° — 7а58' = 317°2';
cos (ctj + pj) = 0,73;
cos pj = 0,987;
PnX cos (<*i Pi) 3080*0,73 ooqq
= -----cospi--“ “0,987 = 2280 КГ ’
Второе колено:
sin Pjj = Ae Sin 145° = 0,138; rii
Pn = 7°58'; .
ап + Pn = 145° + 7°58' = 152°58';
| cos (ап + Рц) | = 0,888;
cos pn = 0,987;
\> _₽nn cos (ац -f- Pn) _ 575-0,888 _ ci c
~ ~0,987 "" “ Kl
Крутящий момент, передаваемый на вал компрессора, Мкр =
422
Приложения
где Pt — тангенциальное усилие, действующее на колено вала; — радиус кривошипа.
В данном случае
Мкр = Л;/? — PtnR (2120 — 400) • 10 = 17 200 кГсм.
Реакции опор: в плоскости колена
А, . {Pjnp-P'j} (/ - ”») +^1 +^п/8- (Pjnp—Р}) т
_J 1270 — 630) (70— 12)+2280-46,5 + 518-23,5 —(1270 — 630) 12 = 2J44 R
В' = — А' + Nci + Ncn = —2144 + 2280 + 518 = 654 кГ‘,
в перпендикулярной плоскости
л „ _ Pnli + Ptuli _ 2120-46,5 + 400-23,5
А / — 70
1544 кГ;
В" = — А " + Ptl + Рт = — 1544 + 2120 + 400 = 976 кГ.
Напряжения в опасных сечениях вала. Сечение I—I — коренная шейка вала со стороны двигателя.
Изгибающий момент в плоскости колена
Л1а1 = А'а = 2144 -9,5 = 20 400 кГсм.
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Mui = А "а = 1544 -9,5 = 14 680 кГсм.
Результирующий изгибающий момент
= КM2ui + М«2 = /20 4002 + 14 68^~ = 25 130 кГсм-
Напряжения от изгиба
о = “ W >
где W — момент сопротивления шейки;
W = ^^0,М3 = 0,1-8,83 = 68сл3;
О = 2^2 = 370 кГ/см*
** Оо
Крутящий момент от двигателя
Мкр = 17 200 кГсм.
Касательные напряжения кручения
т = W = -W- = 126 кГ/с«2
Сложное напряжение по третьей теореме прочности
ст = у<ст2в + 4т2 = /3702 + 4 -1262 = 452 кГ/см*.
Расчет коленчатого вала
423
Сечение II—II — первая мотылевая шейка со стороны двигателя. Изгибающий момент в плоскости колена
Ми1 = А' (I - /0 - (PJnp — Pj)(l — m — =
= 2144 (70 — 46,5) — (1270 — 630) (70 — 12 — 46,5) = 43 040 кГсм.
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Ма2 = A" (I — = 1544 (70 — 46,5) = 36 300 кГсм.
Результирующий изгибающий момент
Ма = V№иХ + = V430402 + 363002 = 56 000 кГсм.
Напряжения от изгиба
<т„ = = 825 кГ/см*.
Скручивающий момент
Мк = Мкр — А"Р = 17 200 — 1544-10 = 1760 кГсм.
Касательные напряжения
- __Мк___ 1760 _ । q кГ/см?
Х ~ 2W~ 2-68 — K1 СМ ’
Сложные напряжения
о = + 4т2 = ]/8252 + 4-132 = 828 кГ/см*.
Сечение III—III — вторая мотылевая шейка.
Изгибающий момент в плоскости колен
М»! = В’12 + (Ру„р - Pj) — т) =
= 654 -23,5 + (1270 — 630) (23,5 — 12) = 22 740 кГсм.
'Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Ма2 = В"12 = 976-23,5 = 22 950 кГсм.
Результирующий изгибающий момент
Ми = + М2и2 = V22 7402 + 22 9502 = 31 800 кГсм.
Напряжения от изгиба
М„ 31800 .со Г1 .
°« = V = "68“ = 468 КГ/СМ •
Скручивающий момент
Мк = B"R = 976-10 = 9760 кГсм.
Касательные напряжения
т _______9760 _-п кГ/см?
Т — 2UZ — 2-68 — 1 К1 СМ ’
Сложное напряжение
о = yG2u + 4т2 = }/4682 + 4-722 = 490 кГ/см*.
424
Приложения
Сечение IV—IV — вторая коренная шейка:
Изгибающий момент в плоскости колена
Л4а1 = В'а = 654 -9,5 == 6210 кГсм.
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Ми2 = В"а = 976-9,5 = 9280 кГсм.
Результирующий изгибающий момент
Ми = + М2и2 = /62102 + 92802 = И 170 кГсм.
Напряжение от изгиба
Ми 11170 г/ z
= 165 кГ/см2,
“ W оо
Крутящий момент отсутствует.
Сечение V—V — малая щека первого мотыля.
Изгибающий момент в плоскости колена
Ми1 = А'т = 2144 -12 - 25 750 кГсм.
Напряжение от него на широкой стороне щеки
и1 ГИ1 •
где
W7 hb2 12,5* 52 3
U7. = “с~ “ —л----= 52 см3 ;
о о
25750 »-,/ о
= -^2“ = 495 кГ/см*.
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Ми2 = Мкр — A ”k = 17 200 — 1544 .4,4 = 10 410' кГсм.
Напряжения от него на узкой стороне щеки
ст —
и//2 п/ > w U2
где
ru2 = - 1зз смз.
10410 2
аи2 = “Гм- — 78 кГ/см2. 1 оо
Напряжения сжатия от радиального усилия
= ^ -pJnP. = 2144- 1270 = J4 кПсм2 г bh 12,5-5
Суммарное напряжение от изгиба и сжатия на ребре щеки
а + аи2 + °Сж = 495 4- 78+ 14 = 587 кПсм2 .
Сручивающий момент
Мк = А”т = 1544-12 = 18 540 кГсм.
Расчет коленчатого вала
425
Касательные напряжения на широкой стороне щеки
где
2b2h 2.52.12,5 Л з
^„з «к -сП =---------9“^ = 69’4 СМ ’
т> = ж = 267 кГ/™2--
Касательные напряжения на узкой стороне щеки
где
^2bh* 2.5.12,52
rz4 9 — 9
= 174 см3:
Т2 = ^51? = 106,5 кГ/см2.
Наибольшее сложное напряжение от изгиба, сжатия и кручения на широкой стороне щеки
ст = ст2 + 4т2, где
CTj — ва1 + осж — 495 + 14 = 509 кПсм2;
о = ]/5092 + 4-2672 = 739 кГ/см2.
Наибольшее сложное напряжение на узкой стороне щеки от изгиба> сжатия и кручения
ст = j/’ст2 + 4т2 , где
ст2 — а«2 + асж — 78 + 14 = 92 кГ/см2;
о = /922 + 4 • 1062 = 234 кГ/см2.
Сечение VI—VI — большая щека.
Изгибающий момент в плоскости колена
~ -4 (РJnp Рj) (I3 m) Nci (li —13) =
= 2144 -35 — (1270 — 630) (35 — 12) — 2280 (46,5 — 35) = 34 300 кГсм.
Напряжения изгиба, возникающие от него на широкой стороне щеки,.
Ми1 34300 сел г* / 2
°ui = = —52“ = 660 кПсм2.
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
М„2 = Мкр + А" (с - 7?) - Рвс =
= 17 200 + 1544 (15,6 — 10) — 2120-15,6 = —7250 кГсм..
426
Приложения
Напряжения изгиба, возникающие от него на узкой стороне щеки, п ____________________Мць __Т250_ -г кг/гм2
°и2 ~ Wu2 ~ 133 — № Kl СМ '
^Напряжения сжатия от радиального усилия
__-A'+PJnp-Pj + Ncl-P"J _ °см bh
— 2144+ 1270 — 630 + 2280 — 400 с г. 2
— 5 12 5 — <ОК1/СМ .
•Суммарное напряжение от изгиба и сжатия на ребре щеки
о = <ги1 + аа2 + асж — 660 + 55 + 6 — 721 кГ/см2,.
Скручивающий момент
,МК = А "13 — Ра (1Х — /3) = 1544 -35 — 2120 (46,5 — 35) = 29 700 кГсм.
Касательные напряжения на широкой стороне щеки т = Мк = 29700 — 429 кГ/см2 Ги3 69,4 KI /см
Касательные напряжения на узкой стороне щеки
= wt = тй2 = 171 *г'™'
Наибольшее сложное напряжение на широкой стороне щеки о = о2 + 4т{ ,
где
О! = аи1 + осж = 660 + 6 = 666 кПсм2 ;
о = /ббб2 + 4-4292 = 1090 кПсм2.
Наибольшее сложное напряжение на узкой стороне щеки о = + 4т|,
где
а2 = ав2 + асж = 55 + 6 = 61 кГ/см2; а = V612 + 4-1712 = 346 кГ/см2.
Сечение VII—VII — малая щека второго мотыля. Изгибающий момент в плоскости колена
Л1а1 = В'т = 654-12 = 7840 кГсм.
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Л1а2 = B"t = 976-5,6 = 5460 кГсм.
Напряжения изгиба от Л4В1 на широкой стороне щеки
ав1 = ^ = ^=151«Г/^.
Расчет коленчатого вала
427
Напряжения изгиба от Л4ц2 на узкой стороне щеки
Разрывающие напряжения от радиального усилия
= + PLnP, = 654 + 1270 = 31 кГ1см.
р bh 12,5-5
-Суммарное напряжение от изгиба и растяжения на ребре щеки ст = ои1 4- ств2 + Стр = 151 4- 41 + 31 = 223 кГ/см2,
'Скручивающий момент
Мхр = В"т = 976 -12 = 11 720 кГсм.
Касательные напряжения на широкой стороне щеки
^ = ^=й?=169да-
Касательные напряжения на узкой стороне щеки
Наибольшее сложное напряжение на широкой стороне щеки ст = |Ао2 4- 4т|, где
CTi = CTui + °р = 151 4- 31 = 182 кГ/см2; ст = /18224- 4-1692 = 384 кПсм2.
Наибльшее сложное напряжение на узкой стороне щеки ст = ]/ ст2 4- 4т|, где
ст2 = ов2 4- Стр = 41 4- 31 = 72 кПсм2; о = /722 4- 4-672 = 152 кГ/см* .
Второе положение — максимальное тангенциальное усилие. Усилия, действующие в плоскости колена (фиг. 2), .. _ cos (а 4- р) 1Nc~ cos р
Первое колено
sin 6т = A, sin а, = -j-L- sin 135° = 0,1704 ; х 4,15
Pi = 9°5Г;
«I + ₽i = 135° 4- 9°5Г = 144°5Г;
cos (aj 4- ₽i) = 0,816;
cos Pj = 0,983;
.. 421-0,816 ocn r
N'1 ~ 0,983 350 кГ .
428
Приложения
Второе колено
sin рп = X sin ап ~ sin 315° = — 0,1704 ;
Рп = —9°5Г;
аи + рп = 315° — 9°5Г = 305°9';
cos (ап + рп) = 0,574;
cos рп = 0,983;
2980-0,574 г
- 0,983 = 1740 КГ'
Крутящий момент, передаваемый на вал компрессора, Мкр = (— Рп + PHi) R = (— 352 + 2400) 10 = 20 480 кГсм.
Реакции опор: в плоскости колена
Л. (pj - Pjnp) (/ - + Ncih + Ne„lt + (Pjnp - Pj)m _
C ~ l ~
= (630 — 1270) (70 — 12) + 350-46,5 + 1740-23,5 + (1270 — 630) 12 = 3Q8 k[, .
В' = — A' + NC1 + Ncll = — 398 + 350 + 1740 = 1692 кГ;
в перпендикулярной плоскости
А« = Рtill+ Рtill* = 352-46,5 + 2400-23,5 = кГ .
В" = — А" + Ptl + Рт = — 1041 + 352 + 2400 = 1711 кГ.
Напряжения в опасных сечениях вала. Сечение I—I — первая коренная шейка со стороны двигателя.
Изгибающий момент в плоскости колена
Ми1 = А'а = 398 -9,5 = 3780 кГсм.
Расчет коленчатого вала
429
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Ми2 - А"а = 1041 .9,5 = 9900 кГсм.
Результирующий изгибающий момент
Ми = У М2и1 + м«2 = /37802 +99002 = 10 600 кГсм.
Напряжения от изгиба
оа = = “go = 156 кГ/см2.
Скручивающий момент
Мк = Мкр - 20 480 кГсм.
Касательные напряжения кручения
T=2^ = 2S=151^2-
Сложные напряжения
а = ^а2 + 4х2 = у 1562-f- 4 • 1512 = 340 кГ/см*.
Сечение II—II — первая мотылевая шейка со стороны двигателя. Изгибающий момент в плоскости колена
Л4а1 = А’ (/ - /х) + (PJnp -P'jyi-т- /х) =
398 (70 — 46,5) + (1270 — 630) (70 — 12 — 46,5) = 16 710 кГсм.
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Ма2 = А" (I — = 1041 (70 — 46,5) = 24 300 кГсм.
Результирующий изгибающий момент
Ми = У'М2и1 + Л422 = /16 7102 + 24 3002 = 29 500 кГсм.
Напряжения от изгиба
о„ = = 435 кГ/см2.
^Скручивающий момент
Мк = Мкр + А"Р = 20 480 + 1041 .10 = 30 890 кГсм.
Касательные напряжения
T=^=3S=221 кг/емк
Сложные напряжения
о = |/"а2 4т2 = ]/4352 + 4.22Ь2 = 620 кГ/см*.
•Сечение III—III — вторая мотылевая шейка. ^Изгибающий момент в плоскости колена
Л4М1 = В 1% (JPjпр Рj) (Z2 /и) =
= 1692 -23,5 — (1270 — 630) (23,5 — 12) == 32 450 кГсм.
430
Приложения
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости Ми2 = В72 = 1711 -23,5 = 40 200 кГсм.
Результирующий изгибающий момент
,Ми = У M2ui + М22 = /32 450а + 40 2002 = 51 800 кГсм.
Напряжения от изгиба М„ 51800 2
= У = -68~ = 761 кГ/сМ
Скручивающий момент
Мк = В" R = 1711 -10 = 17 ПО кГсм.
Касательные напряжения
T-W=£s8° = 126't/'to“‘-
Сложные напряжения
О = J/Zo2 4- 4та = У76Р + 4-1262 = 803 кПсм* .
Сечение IV—IV — вторая коренная шейка. Изгибающий момент в плоскости колена
Мв1 = В'а = 1692-9,5 = 16 100 кГсм.
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Мв2 = В’а = 1711 -9,5 = 16 280 кГсм.
Результирующий изгибающий момент
Ми = 1/Л1а + Л!2 = /161002 + 162802 = 22 900 кГсм.
Напряжение от изгиба М„ 22900 ооо г. 2 13и — ц? — 68 — ^38 кГ/см .
Крутящий момент отсутствует.
Сечение V—V — малая щека первого мотыля. Изгибающий момент в плоскости колена
МВ1 = А'т = 398*12 =4780 кГсм.
Напряжения от него на широкой стороне щеки
^=fe = l° = 92^2’
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Мв2 = Мкр + A Ч = 20 480 + 1041 -5,6 = 26 320 кГсм.
Напряжение от него на узкой стороне щеки
CT«a=fe = n^=198^2-
Разрывающие напряжения от радиального усилия _ А’ + Pj пр _ 398 + 1270 _ кГ/см* аР~ bh ~~ 12,5-5 “11 К1 СМ '
Расчет коленчатого вала
43В
Суммарные напряжения от изгиба и растяжения на ребре щеки; а = ои1 + ов2 + ар = 92 + 198 + 27 = 317 кГ/см\
Скручивающий момент
Мк = А "tn = 1041 -12 = 12 500 кГсм.
Касательные напряжения на широкой стороне щеки
Касательные напряжения на узкой стороне щеки т — — 12500 _ ул кПсм*
Т2 ~ ~ 174 — K1 ,СМ '
Наибольшие сложные напряжения на широкой стороне щеки»
где
<тх = ои1 + Ор = 92 + 27 = 119 кГ/см2\ а = )/1192 + 4.1802 = 375 кГ/смТ
Наибольшее сложное напряжение на узкой стороне щеки а = о! + 4тг,
где
о2 = ав2 + ор = 190 + 27 = 217 кГ/см2-, а = V 21724-4-722 = 260 кГ/см*.
Сечение VI—VI — большая щека.
Изгибающий момент в плоскости колена
м'и1 = Д'/8 + (PJnp - Pj) (ls — m) — Ncl (/x - Zs) = = 398.35 + (1270 — 630) (35 — 12) — 350 (46,5 — 35) = 24 670 кГсм-Напряжения от него на широкой стороне щеки
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости
Ми2 = Мкр + PtiR = 20 480 + 352 -10 == 24 000 кГсм.
Напряжения изгиба, возникающие от него на узкой стороне щеки
О„2 = Г = = 180 КПСМ2'
И' U2, 1 ’Э’5
Напряжения сжатия от радиального усилия
A' + Pjnp — P'j~ Nci — P"j 398 4- 1270 — 630 - 350 - 400 „
<ГСЖ ----------bh-----------------------12^5----------= 5 КГ/СМ -
Скручивающий момент
Мк = A"l3 — Ptl —13) = 1041 -35 — 352 (46,5 — 35) = 32 450 кГсм.
-432
Приложения
Касательные напряжения на широкой стороне щеки Af/c 32450 лсо г* / 2
Tl ~ 69Л- “ 468 кГ/см .
Касательные напряжения на узкой стороне щеки
т2 = = 187 кГ/см2.
М/ w4 1/4
Суммарные напряжения от изгиба и сжатия на ребре щеки а = awi + aw2 + всж = 474 + 180 + 5 — 659 кГ/см2.
Сложные напряжения на широкой стороне щеки a = |/ г? -- 4т?, где
ai = a«i + осж = 474 + 5 = 479 кПсм2\ о = /4792 + 4-4682 = 1040 кГ/см2.
Сложные напряжения на узкой стороне щеки
G — yf О2 “Ь 4Т2, где
a2 — аЫ2 + °сж = 180 + 5 = 185 кГ/см2\ a =-- /1852 + 4-1872 = 418 кГ/см2.
Сечение VII—VII — малая щека второго мотыля.
Изгибающий момент в плоскости колена
Ми1 = В'т = 1692-12 = 20 300 кГсм.
Напряжения изгиба, возникающие от него на широкой стороне щеки Ми1 20300 опп г/ 2
= ~52~ = 390 КГ/СМ
Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости = B"t = 1711-5,6 = 9590 кГсм, Напряжения изгиба, возникающие от него на узкой стороне щеки, =72
Напряжения сжатия от радиальной нагрузки
Суммарные напряжения от изгиба и сжатия на ребре щеки о = о -|- ст„2 + асж = 390 4- 72 4- 7 = 469 кГ/см2.
Скручивающий момент
. мк= В"т= 1711 • 12 = 20 550 кГсм.
Расчет коленчатого вала
433
Касательные напряжения на широкой стороне щеки =298 кГ/см2-
Касательные напряжения на узкой стороне щеки т2 = -^=-^- = 118 кГ/см2.
Сложные напряжения на широкой стороне щеки о = 'Ко? + 4т?, где
ст, = стя1 + оСж — 390 + 7 = 397 кПсм*', а = /3972 + 4-2982 = 717 кГ/см*.
Сложные напряжения на узкой стороне щеки ст = ст2 4~ 4т? • где
ст2 = <*«2 + °сж = 72 + 7 = 79 кГ/см2-, а = ]/792 + 4-1182 = 249 кГ/см2.
Расчет с учетом знакопеременной нагрузки
Определим запасы прочности в сечениях: I—I, II—II, V—V и VI—VI, где действуют наибольшие напряжения и имеются места концентрации напряжений в виде галтелей и поперечных отверстий в шейке вала.
Сечение /—I. Запас прочности по нормальным напряжениям
° — k ’
° °а + ФаОт , "а
где 0—1 — предел выносливости материала при изгибе (для стали 40 ст_, = = 3000 кГ/см2)-,
оа — амплитуда нормальных напряжений цикла, равная = Omax-Omin = 370 - (- 156) = 2 2
ат — среднее напряжение цикла, равное
<Jm _ Omax + Omin = ..370 + (-156) _ 107 кГ/см^
ka — эффективный коэффициент концентрации напряжений для галтели у щеки вала при изгибе;
га — масштабный коэффициент при изгибе.
По фиг. 141 для = 0,3 находим (k0)D = = 2,7.
Коэффициент 0,1 -т- 0,2.
Примем % = 0,15. Тогда п =__________________________3000_______4 14
а 2,7.263 + 0,15-107 — •
28 Захаренко и др. 314
434
Приложения
Запас прочности* по тангенциальным напряжениям т—1 пх ----------------------------------1---- -
~— Ха “1“ 8Т
где т_ х — предел выносливости при кручении (для стали 40 т_х = \800 кГ/см2); ха— амплитуда касательных напряжений цикла, равная
Ха = Jmax-.Tmin = J56-32 = 62 кГ/(м^
хт—среднее напряжение цикла, равное
Хт = Т™*Т + mln = 156 + 32 = д4 кГ/см2.
kx — коэффициент концентрации напряжений для галтели у щеки вала при кручении;
ет — масштабный коэффициент.
По фиг. 142 для = 0,3
(^)о=-“=1»4.
Коэффициент 1|>T ss- 0,1.
Общий запас прочности
Па'Пг 4,14-18,7 . п.
П = ° * = = —......’..— = 4,04.
• У «2 +4 Г4.142 + 18,7*
Сечение II—II — запас прочности по нормальным напряжениям
° — k ’
— О а + Фа<Тт
где
а_1 = 3000 кГ/см2',
ka — коэффициент концентрации при изгибе для валов с поперечным отверстием в шейке (фиг. 139);
ka = 1,8;
еа — масштабный коэффициент (фиг. 143).
го - 0,66;
ф<т = 0,15;
аа = Ртах-Pmin = .831 -(- 435) кГ/^.
= gmax + Pmin = 831 +(-435) =
1 я
^•633 + 0,15.197
Расчет коленчатого вала
435
Запас прочности по касательным напряжениям
т—1 пх .
—— Та 4“ '1!т’гт 8т
где
Т-j = 1800 кГ/см2',
kK — коэффициент концентрации при кручении для валов с поперечным отверстием в шейке (фиг. 140)
kx = 1.67;
= 0,6 (фиг. 144);
Фт = 0,1;
та = ттах-тт!п = 221 -j- 13) == j j 7 кГ/см^
Tm = Jmax + Tmln. = 221 13) = J()4 кГ/см^
Пх =
1800 ___
^-117 + 0,1-104
5,35.
Общий запас прочности
п = П°ПТ_ = . ..1’71,52§.5.. _ =1,63.
. /^ + п2 Г1.7Р + 5,35^
Сечение V—V. Запас прочности по нормальным напряжениям
CF-j = ~k------------’
—СГд + c<j
где
а-! = 3000 кГ/см2-,
(^)о=~ = 2,7 (фиг. 141); Ьа
Фа ;= 0,15;
Оа = ffmax-Pmin = 509-(-119) = зн кГ/см2;
= fftnax + Pmin = 509 + (-119) = j95 кГ/см^
п ___ 3000 _о дп
п°~ 2,7.314 + 0,15-195 — ’
Запас прочности по касательным напряжениям
Т-1 «т = .. ........
-2-Та + 1Мт
28*
436
Приложения
где
T-i = 1800 кГ/см2}
(*тЬ = + = М <ФИГ- 142>;
с-Т
Фт = 0,1;
Ха = = 267 - 180 = 43>5 кГ/см*.
Хт = Trnax + Tmin = ^7 + 180 = 3335
„ _ 1800
х 1,4-43,5+ 0,1-223,5
= 21,6.
Общий запас прочности
п = —. = —_3.42-21,6 — = 3 37 ]/Л2+п2 /3,422 + 21,62
Сечение VI—VI. Запас прочности по нормальным напряжениям
ССТ
где
а_| = 3000 кГ/смг',
(ka)D = + = 2,7 (фиг. 141) при = 0,3; фст = 0,15; C(j п
Оа = ffmax-Omin _ 666 - (-380) =
От = Gmax + gmin = 666 +(-380) = из п +________________3000 —О 1
° 2,7.523 +0,15-143 ”^’1*
Запас прочности по касательным напряжениям
Пх ~kx ’
~т~ + 'ФтГт
ет
где
T-i = 1800 кГ/см2} {kx)D = + =1,4 (фиг. 142); = 0,1;
Тд = Tnm-Tmin 468-^(-40) = 254 кГ/см^
%т = Tmax + Tmin = 468 + Н 40) = кГ/см2.
__ 1800 _ л 7Я
— 1,4-254 + 0,1-214 — 4>'б<
Общий запас прочности п ---------------------п,-Пх— =-----JM;4.78_ = । gg
+«2+n| /2.12 + 4,782
Расчет шатуна
437
Приложение 8 ПРИМЕР РАСЧЕТА ШАТУНА
Расчет стержня на усталостную прочность (материал — сталь 40, фиг. 1)
Суммарное напряжение от сжатия и продольного изгиба в плоскости движения шатуна в среднем сечении стержня
Фиг. 1.
где Ршс = 3750 кГ — максимальное сжимающее усилие, действующее по шатуну;
fcp — 11 см2, — площадь среднего сечения стержня шатуна;
J х = 359 ли4 — момент инерции сечения относительно оси х—х\
L = 41,5 см — длина шатуна;
С = = 0,00015 ч- 0,0005.
Примем С = 0,0005. Тогда
<зх = 3750 f-iV + 0,0005 = 350 кПсм2.
\ 11 иОУ /
В плоскости, перпендикулярной плоскости движения шатуна,
— + С — fcp Jу /
438
Приложения
где Lr = 34 ом — наименьшее расстояние между верхней и нижней головками шатуна;
7^=105 см4 — момент инерции сечения относительно оси у—у\
аи = 3750 (-А- + 0,0005 = 362 кГ/см2.
Наибольшее напряжение растяжения
Г шр ор= ’
где Ршр = 2810 кГ — максимальное усилие, растягивающее шатун;
стр = 2^° — 255 кГ/см2.
Среднее напряжение за цикл в плоскости движения шатуна + 350 + (—255)
<Зтх =---2---=-------2------= 47,5 кГ/см •
В перпендикулярной плоскости
<Тр + ар 362 + (- 255)
0ац =----2---=-------2------ = 53,5 кГ/см
Амплитуды напряжений за цикл (в плоскости движения шатуна)
°х — Ор 350 — (—255)
= ---2--- = ------2--''- ~ 302,5 кГ/см2
в перпендикулярной плоскости
ви — во 362 — (— 255) Л
Оау = ~ 2 =-------2------ = 308>5 кГ/СМ
Запасы прочности по напряжениям:
в плоскости движения шатуна
в ах + ’
где % =----------------коэффициент, зависящий от механических характе-
ров
ристик материала;
сГдо — амплитуда цикла при растяжении;
Ртах р — Pmin р
°ао = 2 ’
<гя1Вр = ^ = -^ = -341 кГ/см2-,
аао = .255-(~341) = 288 кГ/см2-,
а_1р — предел выносливости при растяжении. Для стали 40 о_1р = 3400 кГ/см2
3400 — 288 1 л о
= -----288---= 10’8’
3400
Пх ~ 302,5 + 10,8-47,5 — 4’17-
Расчет шатуна 439
В перпендикулярной плоскости g~tP 3400 о оо
V ' Vay + U'Omy 308,5+ 10,8-53.5 ’
Расчет малой головки шатуна на растяжение и изгиб от действия, наибольшего растягивающего усилия Ршр— 2810 кГ.
Наибольшее напряжение изгиба в сечении II—II
р vjifi li = 7,3 см — расстояние между точками приложения сил -у- (средний диаметр головки);
е = 0,8 см — расстояние от нейтральной оси до наиболее удаленного волокна;
J = 3,83 см* — момент инерции сечения относительно оси у—у-% , 2810-7,3-0,8 , сос Г1 2
аи = ± —8 3-83 = + 535 кГ/см2.
Сечение III—III. Напряжение растяжения
где f = 11,2 см2 — площадь поперечного сечения;
Стр = = 125 кГ/см2.
Суммарные напряжения
ст = стр + ои = 125 + 535 = 660 кГ/см2.
Сечение IV—IV. Напряжения растяжения
-sin а
°р= 2/ ’
а = 57°; 2810*0,835 р г 2
°р 216 ' = 105 кГ1см
Напряжение среза
Ршр-cos а 2810-0,543 тср — 2f ~~ 2-11,2 —68 кГ/см .
Напряжения изгиба
= ЛЛ “ 2F ’
где /2 = 1,6 см — расстояние от сечения до линии действия силы;
W — момент сопротивления сечения относительно оси у—у,
W = - = ^- = 4,8 см3-, е 0,8 2810*1,6 inn р t о аы = —274-g— = 469 кГ/слг.
Приложения
Суммарные напряжения
о = V(Ь„ + ар)2 + 4х2ср = V (469 + 105)2 + 4-682 = 590 кПсм*.
Максимальное удельное давление на вкладыш пальца,
_ _ (Рш)тах
q~ lndn ’
где (Рш)тах — максимальное усилие, передаваемое шатуну
C^uJmax == 3750 кГ;
1П = 7 см — длина вкладыша;
dn = 4,5 см — диаметр пальца
q = 4^- = 119 кГ/см*.
Расчет нижней головки шатуна
Максимальное усилие, отрывающее шатун от вала, Р = Рш +
где Рш = 2810 кГ — максимальное положительное усилие, действующее на шатун;
PmR = 814 кГ — сила инерции вращательно движущихся масс шатуна, лежащих выше плоскости разъема мотылевой головки. Напряжения изгиба в среднем сечении крышки
а« = (Рш + Ршк)
кГ/см\
где I — расстояние между осями шатунных болтов;
WK — момент сопротивления сечения крышки относительно оси, проходящей через центр тяжести сечения параллельно оси вала;
Jк и Je — соответственно моменты инерции поперечного сечения крышки и вкладыша относительно осей, проходящих через центры тяжести сечений параллельно оси вала;
FK и Fe — площади поперечных сечений крышки и вкладыша соответственно;
I = 12,0 см\ Je — 27,3 см\
WK = 31,9 см3} FK = 9,44 см2} JK = 71,7 см\ Fd = 3,6 см2.
= (2810+ 814)
0,023-12
31,9Л
0,4
9,44 4- 3,6
= 135 кГ/см2.
Расчет шатунных болтов (материал — сталь 12ХНЗА)
Расчетное усилие
Р=(РШ+Р’Ш)-Т,
Расчет шатуна
441
где Рш — 2810 кГ — максимальное положительное усилие, действующее на шатун;
Р' = 1030 — нагрузка растяжения от сил инерции поступательно
и вращательно движущихся масс шатуна для угла поворота вала, соответствующего максимальной положительной величине Рш.
Р = 28101.1080 в 1920 кГ.
Усилие предварительной затяжки
Т = k (1 - х) Р,
где k = 3 — коэффициент затяжки;
X — коэффициент внешней нагрузки;
п 2^* % = 4—> и о
п
У, 1; — сумма податливостей всех деталей соединения; о п
2 — сумма податливостей деталей «прокладки» (испытывающих z
уменьшение усилий при приложении внешней растягивающей нагрузки к соединению);
1 — коэффициент податливости;
Et — модуль упругости материалов болта и соединяемых частей шатуна;
lt — длины болта и соединяемых деталей;
Pt — площади сечений болта и соединяемых частей шатуна.
Податливость болта составляет
Болт состоит из трех участков (фиг. 1)
l\ = 4,3 см; l'z = 1,8 см; 1з = 3,3 см;
dr = 1,8 см; d2 = 2,0 см; d3 = 1,8 см.
Податливость головки шатуна и нижней крышки
>-.= 2.10М8.86 =°.138-10-»^;
= 2..ТО = 0.111
где
F1 = F2 = b-l2lu — -^ = 4,2-5 — = 18,86 см* (фиг. 2),
28 314
442
Приложения
Так как площадь У7! = F2 меньше условной площади, определяемой, по уравнению (391), то в расчете она учитывается полностью
= 5,2 см; b = 4,2 см.
12 = 4,2 см; 12ш = 5 см (фиг. 1);
= М += 0,138-Ю~6 + 0,111 • 1Q-6 _ 0 12-
Х Хб + Х1 + Х« 1,83-Ю-6 + 0,138-10-6 + 0,111 • 10-6 — ’
Т = 2,5 (1 — 0,12) -1920 = 4220 кГ. Максимальная нагрузка на болт
Ртах = Т + = 4220 + 0,12 -1920 = 4450 кГ.
Крутящий момент, действующий на болт, Мкр = lTd0, где d0 — наружный диаметр болта;
£ — коэффициент, зависящий от трения в резьбе, приведенный к d0;
d0 = 2,0 см;
I = 0,08;
MKD *= 0,08-4220-2 = 675 кГсм.
г на статическую прочность
•Напряжение от затяжки ___________________________________7 °зат~ рр >
где Fp — площадь поперечного сечения болта по внутреннему диаметру резьбы;
Fp — = -1'816' = 2,55 см^
=1GS0 кПое.
Напряжение от внешней нагрузки
= X = 0,12 -gg- = 90 кГ/см*.
Суммарное напряжение
о = стзат + <звн = 1660 + 90 = 1750 кГ/см?.
Напряжение от скручивания в нарезанной части
Мм 675
Т = ^oTW = 566 кГ/см2-
Запас прочности по пределу текучести
(Ут
Пс = —г ’ »
У а2 + Зт2
Расчет шатуна
443
где от — предел текучести
ат = 7000 кГ/см*',
7000 о .п
пс = . — 3,49.
с V 17502 + 3.5662
Расчет на выносливость
Запас прочности по амплитуде
„ 2 (G—ik)<Z — 2 (''pajDGsani а~ II + VMdI'Osh
Запас прочности по максимальным напряжениям
_ 2 (<Т—1к)</ + [1 — (’Фа)р] ^зат [1 + ('Фа)о] (&зат + Овн) *
где (а_ 1*)d — предел выносливости детали
o__lp— предел выносливости при растяжении—сжатии а_1р = 3400 кГ/см2',
— коэффициент концентрации с учетом масштабного фактора
= Д- ;
ka — коэффициент концентрации (резьба, галтель и т. д.);
еа — коэффициент влияния абсолютных размеров болта;
0 — коэффициент, характеризующий конструктивное или технологическое упрочнение. При отсутствии его 0 = 1;
фо — коэффициент влияния асимметрии цикла; для ав = 90 кГ/мм2 фа= 0,1 (табл. 15).
Определим запасы прочности: для нарезанной части
ko = 5 (табл. 14);
8а = 0,9 (фиг. 161);
(£a)D = W = 5’56;
(о_^ = ^ = 612/сГ/™2;
= = 0,018;
_ 2.612 — 2.0,018-1660 _197.
Па ~ (1+0,018).90 XZ,/’
_ 2-612 + (1 — 0,018). 1660 _ . fi
П~ (1 + 0,018).(1660 + 90) —
444
Приложения
Для галтели
(^g)d = 3,3 для = 0,2;
(<^ = -^-=1030 кГ/см2;
0,0
Шо == 0,0303;
2.1030 - 2.0,0303.1660 9. П7.
Па (1 + 0,0303) • 90 — 21>и/>
2-1030 + (1 — 0,0303). 1660 _ 9 П4
П~ (1 + 0,0303)-(90 + 1660) — Z,U4,
Приложение 9
ПРИМЕР РАСЧЕТА ВОЗДУШНОГО ХОЛОДИЛЬНИКА, УСТАНОВЛЕННОГО МЕЖДУ ПЕРВОЙ И ВТОРОЙ СТУПЕНЯМИ КОМПРЕССОРА
Основные расчетные данные:
G = 4,06 кГ/мин — расход воздуха;
сп = 4,72 м/сек — средняя скорость поршня;
Fnl = 3,6-10_гл«г — площадь поршня первой ступени;
Ро = 1,0 ата — давление всасываемого воздуха;
t0 = 20° С — температура всасываемого воздуха;
<р = 100% — относительная влажность;
= 190° С — температура воздуха на входе в холодильник;
t\ = 45° С — температура воздуха на выходе из холодильника (принята при термодинамическом расчете компрессора);
р21 = 5,8 ата — среднее давление в холодильнике;
/2 = 42° С — начальная температура охлаждающей воды (обусловлена техническим заданием);
t2 = 44° С — температура воды на выходе из холодильника.
Максимально допустимая величина потерь давления воздуха в холодильнике, принятая при термодинамическом расчете компрессора, равна 0,26 кГ/см2.
Малая величина недоохлаждения воздуха (Д/ = t\ — t2 = 45 — 42 = = 3° С) обусловлена требованиями технического задания.
Количество отводимого тепла в холодильнике равно
Q = Qeas “Ь Q«o«> где
Qeas = G,cp — £) — 4,06-0,24 (190 — 45) = 142 ккал/мин\
Qkok = G [0,45(x'/i — x"4) + (597 — 0,56/”) (x' — x")] ккал/мин, где x' = -------- wa—----абсолютная влажность воздуха на входе в холо-
К пар Ро — Ро насЧ
дильник, кГ/кГ воздуха;
D Р
£ = -5----------------абсолютная влажность воздуха на выходе из
Knap Ръ\ — рнас
холодильника, кПк,1\
Расчет холодильника
445
Rnap 47,0 кГм/кГ °C— газовая постоянная пара;
Ронас и Рнас’ КПМ* — давления насыщения при температуре воздуха t0 и
Согласно таблицам для водяного насыщенного пара
Ро нас = 0,024 кГ/СМ2', р’нас = 0,098 кГ/см2.
, 29,27 0,024-1 ЛЛ1, r, г „ .
х = - --i-0 024.! = 0,015 кГ/кГ воздуха;
29,27 0,098 л ni 1 т21 г*
х = —5>8 _ 0(098 = 0,011 кГ/кГ воздуха.
Находим
QK0Hd = 4.06 [0,45 (0,015 • 190 — 0,011 -45) +
4- (597 — 0,56-45)-(0,015 — 0,011)] = 13,6 ккал/мин,
что соответствует 0,096 Qsa3.
Суммарное количество тепла
Q = 142 + 13,6 = 155,6 ккал/мин.
Принимаем конструкцию кожухотрубного холодильника, схема которого изображена на фиг. 1.
Фиг. 1.
Выбираем размеры трубок:
внутренний диаметр — dr = 5 мм\ наружный диаметр — d2 = 7 мм\ материал трубок — МЗС.
В соответствии с принятыми температурами потока воздуха и воды находим средний температурный напор
л / _ ед<
где
Д/х = t\ — f2 = 190 — 44 = 146° С;
Д/2 = /]_/'= 45 _ 42 = 3° С.
Коэффициент 8Д/ при данной схеме направления потоков приближенно равен единице.
И окончательно
Д/ = (146~3.)>1 = 36,8 «г 37° С.
2,303 1g
О
446
Приложения
Для предварительного определения коэффициента теплопередачи К задаемся ориентировочными значениями ах и а2 (см. гл. IX). Коэффициент теплоотдачи от газа к стенке трубки ах принимаем равным 300 ккал/м2час °C, от стенки к воде а2 = 2500 ккал/м2час °C.
Пренебрегая термическим сопротивлением стенки трубки вследствие относительно небольшого теплового потока, величину коэффициента К можно
Фиг. 2
найти по уравнению
К — —j—-—j— ккал1м час °C,
—.—।—!—
ИЛИ
3,14
К _!_____+______1___ “
300-7-10—3 2500-5 • 10—3
= 5,65 ккал/м час °C.
По полученным параметрам Д/ и К находим суммарную длину трубок в первом приближении
г/ Q-60
L ~ К-Д/ М’
тг 155,6»60 ало
L = 5,65.3/ =44’8 М'
В соответствии с конструктивной компоновкой холодильника с компрессором, принимаем длину трубного пучка Гтр равной примерно 370 мм.
Тогда число труб в пучке определится
L' 44,8 1О1
Zmp = у- = w = 121 ШТ.
Размещение трубок в пучке производим по неравносторонним треугольникам (см. третий способ, гл. IX). Относительный шаг -j- принимаем равным 1,43 или sx 10 мм, -j- = 1,24 или s2 «= 8,65 мм.
При этом в пучке размещается 127 трубок, а при снятых шести трубках по углам (фиг. 2) размещается расчетное число
?тр = 121 шт.
В соответствии с компоновкой пучка труб внутренний диаметр кожуха принимаем De = 140 мм.
Исходя из условия обеспечения равенства допустимых скоростей воздуха в продольном и поперечном направлениях между перегородками, задаемся h = 92,5 мм (фиг. 1).
Определим действительные значения ах и а2 в соответствии с принятой конструктивной компоновкой теплопередающей поверхности холодильника.
Ввиду малого объема газовой полости холодильника расчет коэффициента ах будем производить по условной скорости газа [уравнение (474) 1
ы' =
Р возд
где Лоза = Рз — *'rf2) h м2.
Расчет холодильника
447
Здесь г' = 12 — число трубок в наиболее узком сечении пучка А—А •(фиг. 2).
Feoad = (140-10-3 — 12-7-10-3) 92,5-Ю-3 я= 5,2-10~3 мг,
•скорость
, 4,72-3,6-Ю-2 00 0 ,
w =-------------j— 32,8 м.1сек.
5,2-10-3
Пользуясь уравнением (478) находим ах = 0,18-Re°’61-r)1-T]2-T)3-e4)-щ- .
Для данной конструкции холодильника
/гх як 1,05; т)2 як 1,00; т)3 як 1,02; еф — 1.
Коэффициенты динамической вязкости воздуха и теплопроводности X определяются по средней температуре стенки [уравнение (472) ]
tc = = 44|42 = 43 °C;
для воздуха
р = 1,98- 1СГ6 кГ сек/м2', X = 2,3- Ю""2 ккал/м час °C.
Число Рейнольдса
е-о>'-42 w’-dt.ycp
Re =-----------=----------
где У ср = ----удельный вес воздуха при средних температуре и давлении
в холодильнике.
В соответствии с техническим заданием
190° + 45 _|_ 273 = 390,5° К.
Т — 1 Ср —
Следовательно,
Уср =
29,27-390,5 — kFIm3
и
Re =
32,8-7-10~3-5,07 б
1,98-10“в-9,81
При таком значении Re может быть использовано уравнение (478), рекомендуемое для вычисления ах,
ах = 0,18 (6 • 1О4)0,61 • 2^3,10_7 1 >05 • 1,0 • 1,02 -1,0 як 525 ккал/м* час °C.
Действительное значение коэффициента получилось выше ранее принятого.
Переходим к определению коэффициента теплоотдачи а2.
Предварительно определим необходимый расход воды и ее скорость в трубимом пучке.
448
Приложения
Расход воды определяется уравнением
В — ® л/мин.
р2-<2) 44-42
Производительность насоса, обеспечивающего циркуляцию воды, равна 100 л/мин, поэтому расчет скорости воды будем вести по расходу В — = 100 л!мин.
Общее проходное сечение в трубках равно
F„ = 0,785 d].zmp = 0,785 (б-Ю-3)2 121 = 2,37.10-8 м*
Средняя скорость воды в трубках
в loo- ю-3 Л - ;
at = -=- =-----------о— 0,7 м сек.
* F» 2,37.10-3.60
Число Re, соответствующее этой скорости и средней температуре воды, будет .
Re = _^_ = 5.10-8-0,7 =557.10з^56.10з
V 0,628-10'6
Здесь v = 0,628.10-’ мЧсек— коэффициент кинематической вязкости-воды при tcp = 43° С.
Полученное значение числа Re соответствует переходному режиму течения воды. Точных данных для вычисления а2 при переходных режимах нет. Поэтому пользуемся приближенными рекомендациями.
На основании номограммы [791 при данном Re Nu як 20, тогда
а в _ 20-°>5^. » 2200 ккал/м2 час °C;
2 б-Ю'3
здесь А, = 0,55 ккал/м час °C (по табл. [75]).
Действительный коэффициент теплопередачи
К =-----j-----—------j---як 8,7 ккал/м час °C.
525*7.10“3 2200-5-10"3
При этом значении К необходимая общая длина трубок определите» (с учетом возможной загрязненности поверхности трубок) как
Т 1.25Q.60 1,25.155,6.60 ос о
L"P = = - 8,7.37 = 36’3 М-
Сохранив принятую компоновку пучка труб и их число zmp = 121 шт.„ найдем рабочую длину трубок
1 Lmp 36,3 = 121 =0’3 м'
При таком- же размещении трубок в пучке первоначально было принято Imp = 0,37 м, т. е. расхождение между этими величинами составляло примерно 23%. В соответствии с этим следовало бы произвести перекомпоновку теплопередаюшей поверхности так, чтобы 1тр § 0,3 м в пределах 5%.
Прежде чем приступить к новому размещению трубок в пучке и сокращению габаритов холодильника, определим величину газодинамических потерь Др.
Расчет холодильника
449>
Потери давления воздуха в межтрубном пространстве холодильника с поперечными перегородками определяются по уравнению
— 2q ЧСР>
где wtp — средняя скорость воздуха в межтрубном пространстве, м1сек\ уср— удельный вес воздуха, отнесенный к давлению р21 и к температуре Тср.
Коэффициент местных потерь для шахматного размещения трубок в пучке при > -j- вычисляется по уравнению (489):
С = (5,4 + 3,4 nZn) Re"0’28.
Здесь п — число поперечных рядов трубок;
Zn — число поперечных ходов воздуха.
Критерий Re вычисляется по средней температуре воздушного потока,, или
1,28
Re = Wcp-d2-ycp _ 32,8-7-10 8-5,07 g
P-g 2,18-10-6-9,81
где wCp и Yep определены выше, коэффициент |л = 2,18-10-6 кГ-сек/м* взят из таблицы при tcp = 117,5° С.
Величина t, = (5,4 + 3,4 -13 -4) -(5,45 -104)-0’28 8,8, а газодинамическое
сопротивление воздушного тракта
Др = 8,8 = 2450 кГ/л2 = 0,245 кГ/см*.
Так как полученное газодинамическое сопротивление близко к принятому жри термодинамическом расчете Др = 0,26 кГ1см\ то перекомпоновку тепло-передающей поверхности трубного пучка производить нецелесообразно.
29 Захаренко и др. ЗВ
ЛИТЕРАТУРА
1. Захаренко С. Е., К вопросу о протечках газа через щели, Экспериментальное 'исследование протечек газа через щели, Труды ЛПИ, № 2, Машгиз, 1953.
2. Лисичкин В. Е. и Горшков А. М., Компрессорные машины, Энергоиздат, 1948.
3. Розенфельд Л. М. и Ткачев А. Г., Холодильные машины и аппараты, Госторгиздат, 1955.
4. С о л о в ь е в П. Н., Исследование потерь энергии на преодоление механического трения в поршневом компрессоре, Научно-технический информационный бюллетень ЛПИ, № 2, Машгиз, 1957.
5. 3 а й ц е в А. К., Основы учения о трении, износе и смазке машин, ч. I, Машгиз, 1947.
6. Анисимов С. А., К вопросу определения протечек газа через поршневые кольца компрессоров, Труды ЛПИ, № 177, Машгиз, 1955.
7. Карпов Г. В., К вопросу влияния колебаний давления в газопроводных системах на работу самодействующих клапанов поршневых компрессоров, Научно-технический информационный бюллетень ЛПИ, № 3, 1958.
8. Е we i s М., «Reibungs und undichtigkeitsverluste an Kolbenringen». Forschungsheft, 371 V. D. I., Verlag, 1935.
9. А н и с и м о в С. А., Экспериментальная проверка формул для расчета протечек газа через поршневые кольца компрессора, Труды ЛПИ, № 177, Машгиз, 1955.
10. Д м и т р е в с к и й В. А., Прямоточный клапан высокого давления, Научно-технический информационный бюллетень ЛПИ, № 9, Машгиз, 1957.
11. Анисимов С. А., О целесообразности поршневых колец с корректированным .давлением в компрессорах, Труды ЛПИ, № 187, Машгиз, 1956.
12. Ф р е н к е л ь М. И., Поршневые компрессоры, Машгиз, 1949.
13. Антуфьев В. М., Белецкий Г. С., Теплопередача и аэродинамические •сопротивления трубчатых поверхностей в поперечном протоке, ГНТИ, 1948.
14. Р о з е н А. М., Термодинамический расчет компрессии при высоком давлении, «Химическая промышленность», № 9, 1945.
15. Секунова О. Н., Поршневые компрессоры, Энциклопедический справочник «Машиностроение», т. 12, Машгиз, 1948.
16. Машиноэкспорт, Компрессоры воздушные и газовые, Каталог-справочник, 1954.
17. Кондратьева Т. Ф., Об определении потери энергии в самодействующих клапанах поршневого компрессора, Труды НИИхиммаш, № 22, Машгиз, 1958.
18. И л ь и ч е в А. С., Собрание трудов, ч. 1, Рудничные пневматические установки, Углетехиздат, 1953.
19. Буткевич К. С., И ш к и н И. П. и др., Эксплуатация кислородных установок, Машгиз, 1949.
20. Б о р о х о в и ч А. И. и Носы рев Б. А., Испытанней наладка поршневых компрессоров на рудниках, 1954.
21. Лубенец В. Д., Чистяков Ф. М., М ы,,ш л я е в Л. В., Исследование работы компрессора высокого давления, Сб. научных трудов МВТУ им. Баумана, Исследование компрессорных машин, 1955.
22. Вихерт М. М., Д о б р о г а е в Р. П. и др., Конструкция и расчет автотракторных двигателей, Машгиз, 1957.
23. Захаренко С. Е. и Карпов Г. В., О работе самодействующих клапанов поршневых компрессоров, Труды ЛПИ, № 177, Машгиз, 1955.
24. Захаренко С. Е. иКарпов Г. В.,О некоторых результатах расчетов диаграмм движения замыкающих органов клапанов поршневого компрессора, Труды ЛПИ, № 187, Машгиз, 1956.
25. К о н т о р о в и ч Б. В., Гидравлика, гидравлические и воздуходувные машины, Металл ургиздат, 1950.
26. К о р н д о р ф Б. А., Техника высоких давлений в химии, Госхимиздат, 1952.
27. Кошкин В. К. и Левин Б. Р., Двигатели со свободно движущимися поршнями, Машгиз, 1954.
Литература
451
28. К о ш к и н В. К. Левин Б. Р. и др., Двигатели со свободно движущимися поршнями в теплосиловых установках, Машгиз, 1957.
29. Г и н ц б у р г Б. Я., Теория поршневого кольца, Госмашметиздат, 1934.
30. Г и н ц б у р г Б. Я., Теория и расчет поршневых колец, Машгиз, 1945.
31. Румянцев В. А., Вершок А. Б; и Асланов Г. В., Нормализация поршневых колец в компрессоростроении, Сборник НИИхиммаш № 18, Конструирование и исследование компрессоров, 1954.
32. Г и н ц б у р г Б. Я-, Поршневые кольца с экспандерами, «Автомобильная промышленность», № 6, Машгиз, 1947.
33. Беляков Б. И. иГалицкий Б. А., Технология компрессоростроения, Машгиз, 1952.
34. Г о л ы н с к и й А. В., Теория и тепловой расчет судовых паровых машин, Изд. Морской транспорт, 1951.
35. 3 а и к и н А. Е., Гаршин В. Г. и др., Авиационные двигатели, Оборонгиз, 1941.
36. Г р о з и н Б. Д., Износ металлов, Гостехиздат Украины, 1951.
37. Гречин В. П., Износ поршневых колец и гильз в современных двигателях, Трение в износ в машинах, ч. I, АН СССР, 1947.
38. Лайнер В. И. иКуДрявцев Н. Т., Основы гальваностегии, т. I, Металлург-издат, 1943.
39. Ц ы д з и к В. Е., Бармин В. П., В е й н б е р г Б. С., Холодильные машины и аппараты, Машгиз, 1946.
40. Ваншейдт В. А., Судовые двигатели внутреннего сгорания, Конструирование и расчеты прочности, Судпромгиз, 1957.
41. Карабин А. И., Поршневые кольца молотов, Труды Бежицкого ИТМ, вып. XI, 1949.
42. Я к о в л е в Н. Н., Опыт применения стальных поршневых колец на компрессоре в двигателе внутреннего сгорания, «Энергетический бюллетень», № 4, Гостоптехиздат, 1952.
43. П л у т а л о в а Л. А., Антифрикционные материалы, работающие без смазки, Трудрезервиздат. 1957.
44. Горбунов В. М., Киселев В. В., Постоленко А. И.,О возможности применения в тормозных компрессорах локомотивов поршневых графитовых колец, Труды ЦНИИ МПС, Вып. 163 1958.
45. Бейлин Л. А. и Л а в р о в Г. П., Технология хромирования поршневых колец для авиационных моторов, «Автомобильная промышленность», № 5, Машгиз, 1947.
46. Секунова О. Н. иРумянцев В. А., Унификация и нормализация в компрессоростроении, Сб. НИИхиммаш, вып. 8, Конструирование и исследование компрессоров, Машгиз, 1952.
47. М i n n i с h I., Хромированные поршневые кольца для авиадвигателей, «Auto Industrie», 1947 1/1, т. 96, № 1.
48. У о л т и Ф. О., Поршневой компрессор без цилиндровой смазки, «Engineering», 1954, IV.
49. Ж У к о в с к и й В. С., Техническая термодинамика, Машгиз, 1940.
50. Новичков А. Н., Система гидравлического (бессальникового) уплотнения поршней компрессоров сверхвысокого давления (1500 атм), Информационно-технический бюллетень НИИхиммаш, № 17 1957.
51. Секунова О. Н., О работе сальника поршневого компрессора, Сб. НИИхиммаш, № 22, Конструирование и исследование компрессоров и вакуум-насосов, 1958.
52. Рис В. Ф., Центробежные компрессорные машины, Машгиз, 1951.
53. С и м а н о в с к и й И. В., Метод термодинамического расчета многоступенчатых поршневых компрессоров, Сб. НИИхиммаш, вып. 8, Конструирование и исследование компрессоров, Машгиз, 1952.
54. О р л и н А. С. и др., Двигатели внутреннего сгорания, т. 2, Машгиз, 1955.
55. С е р е н с е н С. В., Несущая способность и расчеты деталей машин на прочность Машгиз, 1954.
56. Секунова ОеН., Косолапов А. С., Новый компрессор для производства полиэтилена, «Химическое машиностроение», № 1, 1959.
57. О р л и н А. С., К расчету стержня шатуна быстроходного двигателя, Труды МВТУ им. Баумана, № 35, 1955.
58. Энциклопедический справочник машиностроения, т. 2 и 10.
59. Детали машин, под ред. Н. С. Ачеркана.
60. G1 е i t z К., Ursachen und Vorbengende Massnahmen zu ihrer Vermeidung, Konstruk-tion in Maschinen—Apparate—und Gerateban, Heft 5, 1958.
61. Беляев H. M., Сопротивление материалов, Гостехиздат, 1945.
62. Ссрснсен С. В., Расчет на прочность, Справочник машиностроителя т. 3, 1955.
63. Е с ь м а н И. Г., Насосы, Гостоптехиздат, 1954.
29*
452
Литература
64. Зайченко В. А. и Вайнштейн Г. Р., Образование и самовозгорание отложений в коммуникациях промысловых воздушных компрессорных станций, Азнефтьиздат, 1952.
65. Р е т ш е р Ф., Детали машин, т. I и II, Гоемашметиздат, 1934.
66. Вихерт М. М. и др., Конструкция и расчет автотракторных двигателей, Машгиз, 1957.
67. Вайнштейн Г. Р., Зайченко В. Н., Али-3 аде 3. А., Юсуфова К. Г., Медведева Л. В., О стабильности компрессорных масел под давлением 200 ати, Труды НИИ по технике безопасности, № 9, 1956.
68. Д о л л е ж а л ь Н. А., Опыт определения сопротивления самодействующих пластинчатых клапанов поршневых компрессоров, Труды ВИГМ, Каталогиздат, 1940.
69. Д о л л е ж а л ь Н. А., Прикладная теория всасывающего клапана поршневого компрессора, «Общее машиностроение», № 9, 1941.
70. П е т у х о в Б. С., Справочник машиностроителя, т. II, Теплопередача, 1955.
71. Л и с н и ц к и й Ю. С., Об определении объема ресивера к поршневому компрессору по заданной неравномерности давления, Труды лаборатории быстроходности АН УССР, 1950.
72. Детали машин, Под ред. Н. С. Ачеркана, Машгиз, 1954.
73. III е л е с т А. Н., Охлаждающее устройство тепловозных машин, Сборник МВТУ им. Баумана, вып. 9, 1950.
74. Ф р о л о в Фе А., Исследование теплопередачи воздухоохладителей для форсированных двигателей с наддувом, Труды ЦНИДИ, № 31, ГОСИНТИ, 1958.
75. М и х е е в М. А., Основы теплопередачи, Госэнергоиздат, 1956.
76. А н т у ф ь е в В. М., Ламм Ю. А. и Кузнецов Л. А., Теплообменные аппараты с гофрированной поверхностью теплообмена, Труды НЗЛ им. В. И. Ленина, вып. Пг 1957.
77. Кутателадзе С. С. иБоришанский В. М., Справочник по теплопередаче, Госэнергоиздат, 1958.
78. Р а б и н о в и ч Е. 3., Гидравлика, ГИТТЛ, 1956.
79. Ц ы г а н к о в А, С., Расчеты теплообменных аппаратов, Судпромгиз, 1956.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ................................................t.................. 3
Введение ...................................................................... 5
Глава I
Газы и основные термодинамические зависимости
§ 1. Основные параметры газов, их обозначение и термические связи............... 14
§ 2. Влажность газа............................................................. 21
§ 3. Приращение энергии газа в компрессоре...................................... 25
| 4. Изображение процессов сжатия и перемещения газов в координатах р—v и T—S 30
Глава II
Одноступенчатый компрессор
§5. Теоретический рабочий процесс.............................................. 37
§ 6. Действительный рабочий процесс одноступенчатого компрессора................ 41
§ 7. Индикаторная мощность...................................................... 54
§ 8. Мощность, необходимая для привода компрессора. Механический к. п. д...... 57
§ 9. Коэффициенты полезного действия одноступенчатого поршневого компрессора 58
§ 10. Температура нагнетаемого газа............................................. 60
§11. Характеристики поршневого компрессора..................................... 61
Глава III
Многоступенчатое сжатие
§ 12. Причины перехода к многоступенчатому сжатию............................... 63
§ 13. Теоретический процесс многоступенчатого компрессора....................... 64
§ 14. Действительный рабочий процесс многоступенчатого компрессора. Производительность компрессора............................................................ 67
§ 15. Выбор числа ступеней компрессора........................................... 69
§ 16. Распределение давлений по ступеням, выбор относительных величин мертвых пространств и показателей политропы.............................................. 71
§ 17. Определение мощности привода многоступенчатого компрессора и оценка экономичности его работы.............................................................. 73
§ 18. Метод расчета многоступенчатого компрессора с помощью «постоянной компрессора* ....................................................................... 74
§ 19. Определение давлений газа в ступенях компрессора методом последовательных приближений .......................................................... 77
§ 20. Схема расчета многоступенчатого компрессора................................ 79
§21. Расчет характеристик компрессоров.......................................... 82
Глава IV
Динамика поршневого компрессора
§ 22. Силы, возникающие при возвратно-поступательном движении................... 87
§ 23. Силы, действующие при вращательном движении................................ 96
§ 24. Диаграмма тангенциальных сил и расчет маховика............................. 99
§ 25. Уравновешивание сил инерции............................................... 104
Глава V
Схемы и привод поршневых компрессоров
§ 26. Общие соображения по выбору схемы компрессора.........-................... 113
§ 27. Расположение осей цилиндров............................................... 115
§ 28. Число рядов, распределение ступеней между рядами, число цилиндров в ступенях и углы смещения кривошипов отдельных рядов.................................. 117
454
Оглавление
§29. Выбор схемы ряда......................................................... 119-
§ 30. Схемы поршневых компрессоров............................................. 122
§31. Привод поршневого компрессора............................................. 14Q
Глава VI
Органы, управляющие всасыванием и нагнетанием компрессоров
§ 32. Типы самодействующих клапанов и их особенности........................... 150
§ 33. Требования, предъявляемые к самодействующим клапанам..................... 160
§ 34. Выбор и ориентировочный расчет самодействующих клапанов.................. 161
§ 35. Расчет диаграмм движения закрывающих органов самодействующих клапанов 165
§ 36. Определение потерь давления газа в клапанах и построение индикаторных диаграмм действительного процесса................................................ 171
§ 37. Газораспределительные органы принудительного действия.................... 174
Глава VII
Уплотнения поршней и штоков
§ 38. Уплотнение поршневыми кольцами........................................... 177
§ 39. Вопросы работоспособности уплотнения поршня кольцами.................... 189'
§ 40. Специальные уплотнения поршней........................................... 195
§41. Сальниковое уплотнение................................................... 201
Глава VIII
Конструирование поршневых компрессоров и расчеты прочности
§ 42. Общие вопросы конструирования........................................... 209"
§ 43. Примеры выполненных конструкций поршневых компрессоров................... 213
§ 44. Валы и подшипники........................................................ 235
§ 45. Шатуны и шатунные болты.................................................. 249
§ 46. Поршни, штоки и крейцкопфы............................................... 259
§ 47. Рамы, станины, картеры................................................... 270
§ 48. Цилиндры и их крышки..................................................... 283
Глава IX
Элементы компрессорных установок
§ 49. Фильтры для очистки газов................................................ 294
§ 50. Масловлагоотделители и газосборники...................................... 296
§ 51. Предохранительные клапаны................................................ 301
§ 52. Схемы охлаждения и определение исходных данных для расчета холодильников 305
§ 53. Холодильники ............................................................ 311
Глава X
Смазка поршневых компрессоров
§ 54. Смазка цилиндров и сальников............................................. 334
§ 55. Смазка механизма движения................................................ 343
Глава XI
Способы регулирования производительности поршневых компрессоров
§ 56. Регулирование производительности изменением числа оборотов и периодическими остановками двигателя................................................... 352
§ 57. Регулирование присоединением дополнительных мертвых пространств........ 354
§ 58. Регулирование производительности изменением хода поршня.................. 363
§ 59. Регулирование производительности дросселированием на всасывании......... 366
§ 60. Регулирование производительности компрессоров отжимом клапанов . . . . • 372
§ 61. Регулирование производительности компрессора перепуском с нагнетания на всасывание или выпуском газа в атмосферу................................ 375
§ 62. Автоматизация поршневых компрессорных установок.......................... 376
Приложения..................................................................... 384
Литература .................................................................... 450
Семен Ефремович Захаренко, Сергей Александрович Анисимов, Владимир Алексеевич Дмитревский, Григорий Васильевич Карпов,.
Борис Степанович Фотин
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Переплет художника А. И, Никитина
Редакторы издательства: В. П. Васильева, Г. А. Дудусова, Н. 3. Симоновский
Технический редактор Л. В, Щетинина Корректор Э. Б. Усачева
Подписано к печати 23/1 1961 г. М- 37553 Формат бумаги 70Х1081Ле»
Печ. листов 39,6 (1 вклейка) Уч.-изд. листов 35,0. Тираж 11 000 экз. Зак. 314
Типография №6 УПП Ленсовнархоза, Ленинград, ул. Моисеенко, 10.
Фиг. 111. Продольные разрезы по рядам низкого и высокого давлений горизонтального компрессора 1-Г-266/320 производства Сумского и Пензенского компрессорных заводов.
Захаренк* и др. 314
Исправлено 30.03.2013
ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Страница Строка Напечатано Должно быть По чьей вине
43 3-я сверху меньше больше Авт.
95 3-я снизу II + ьэ| Тип.
201 9-я сверху Рц—РлДпока рц>Рм) Рм — Рц(пока Рм>Рц) Авг.
255 8-я снизу 1 е и
321 1-я сверху 0,5 — 0,7 мм 0,5 — 0,7 м «1
343 6-я да % П «1
358 5-я снизу (фиг. 236) (фиг. 229)
364 Формула (560) 1 е1/пР + 1
grtp +1 + 2(1 — а%0)
364 Формула (561) 1 81/ПР + 1
еп₽ + 1 + 2 1»
366 Формула (568) 8^+1 е1/«р -|_ 1 _ 2аХо п
415 8-я снизу Y2 хв
428 6-Я да 325 352 1»
Захаренко и др., заказ № 314.