М. И. Френкель

ПОРШНЕВЫЕ
КОМПРЕССОРЫ

ТЕОРИЯ,
КОНСТРУКЦИИ
и основы
ПРОЕКТИРОВАНИЯ

3-е издание, переработанное и дополненное

ИЗДАТЕЛЬСТВО „МАШИНОСТРОЕНИЕ»
ЛЕНИНГРАД 1969
УДК 621,512

Поршневые компрессоры. Теория, конструкции и основы проектирования. Френкель М. И.,
изд-во «Машиностроение», 1969 . 744 стр. 4-3 вкладки. Табл. 78. Илл. 470. Библ. 135 назв.

В книге изложены термодинамические основы сжатия газов,
теория и расчет поршневых компрессоров, а также вопросы их
проектирования с учетом привода от поршневых и электрических
двигателей.

Значительное место уделено проблемам снижения потерь
давления и энергии, возникающих в клапанах и коммуникации
при пульсирующем потоке газа. Приведен расчет самодействую-
щих клапанов, подробно рассмотрены способы регулирования
производительности. Даны классификация существующих спо-
собов регулирования и их характеристика, выведены зависимости
для расчета.

В третьем издании книги приведены новейшие конструктивные
схемы многоступенчатых поршневых компрессоров и дан их
анализ, рассмотрены типовые конструкции и отмечены присущие
им особенности. Расширен ряд разделов теории компрессоров,
приведены новые зависимости для выполнения термодинамиче-
ских расчетов и проектирования систем регулирования произво-
дительности.

Книга предназначена для инженерно-технических работни-
ков, занимающихся конструированием и исследованием поршне-
вых компрессоров. Она также может быть использована студен-
тами вузов, специализирующимися в области компрессЬрострое-
ния.

Рецензент д-р техн, наук проф. К. И. Страхович

355—68
ПРЕДИСЛОВИЕ

Транспортирование и переработка природного газа, производство
искусственных удобрений, получение пластических масс — вот далеко
не полный перечень отраслей промышленности, где широко применяются
поршневые компрессоры, в том числе самые крупные. Большое число
поршневых компрессоров требуется также для пневматических устано-
вок, действующих на различных предприятиях страны и на транспорте.
Интенсивное развитие всех отраслей народного хозяйства, осуще-
ствляемое по решениям партии и правительства, потребовало расшире-
ния производства компрессоров многих типов и назначений.

В Советском Союзе компрессоростроейие является крупной отраслью
энергетического машиностроения. В последние годы построен и рекон-
струирован ряд крупных специализированных компрессоростроительных
заводов, организовано централизованное производство наиболее ответ-
ственных узлов поршневых компрессоров, что создало конкретные пред-
посылки для систематического совершенствования выпускаемых машин.

Со времени второго издания книги «Поршневые компрессоры» в 1960 г.
созданы новые конструкции компрессоров различной производительно-
сти, в том числе на высокие и сверхвысокие давления, и выполнены боль-
шие работы по совершенствованию отдельных узлов. Основным типом
крупных компрессоров стал оппозитный. Теоретические и эксперимен-
тальные исследования, являющиеся основой теории компрессоров,
пополнились новыми, важными для проектирования. Все это потре-
бовало значительной переработки книги, причем для третьего издания
отдельные разделы написаны заново. Источниками пополнения книги
явились новые материалы, собранные по проектированию, изготовлению
и эксплуатации поршневых компрессоров, а также предоставленные
автору Ленинградским научно-исследовательским институтом химиче-
ского машиностроения, Сумским заводом тяжелого компрессоростроения,
Пензенским, Казанским и Краснодарским компрессорными заводами,
Московским заводом «Борец» и Горьковским заводом «Двигатель рево-
люции». Значительную часть книги составляют исследования автора
в области компрессоростроения. Большое место в новом издании уделено
сопоставлению конструкций, критическому анализу различных решений
и обобщению опыта отечественного компрессоростроения.

Поршневые компрессоры принадлежат к крупнейшим потребителям
энергии. В связи с этим в книге по-прежнему уделено много внимания
средствам повышения их экономичности.

В первые три главы включены новые данные и зависимости, уточняю-
щие термодинамический расчет при сжатии газов и газовых смесей
с различными физическими свойствами. Формула для изотермической
мощности многоступенчатого компрессора, помещенная во II издании
книги, дополнена в новом издании зависимостями, учитывающими влия-
ние влажности газа. Ранее выведенные уравнения для потерь энергии
в самодействующих клапанах и коммуникациях уточнены в гл. VI с учетом
дополнительных потерь, связанных с повышением температуры сжимаемого
газа вследствие потери давления в сопротивлениях на пути в цилиндр.
В гл. X дано решение задачи о потере энергии в клапане, присоединяю-
щем к цилиндру дополнительную полость.

Наибольшим изменениям в третьем издании подвергнуты разделы,
касающиеся конструирования компрессоров. Глава IV дополнена новыми
конструктивными схемами, отражающими тенденции современного ком-
прессоростроения. В связи с переходом на оппозитное выполнение ради-
кально изменены разделы, касающиеся принципов проектирования круп-
ных компрессоров, и исключены конструкции устаревших компрессоров
Г — П-образного вида. В гл. VII переработан и расширен раздел проекти-
рования цилиндров. Описаны новые конструкции самодёйствующих кла-
панов, в том числе прямоточных, получивших широкое применение в оте-
чественном компрессоростроении, и приведены их эксплуатационные
данные.

В главах, посвященных конструированию поршневых компрессоров,
по возможности опущены такие материалы, которые не являются спе-
цифичными для рассматриваемого класса машин и достаточно полно
освещенные в специальных курсах.

Среди конструкций компрессоров, описанных в гл. XI, значительное
место отведено новым оппозитным, низконапорным дожимающим ком-
прессорам (в том числе газоперекачивающим), этиленовым сверхвысокого
давления, предназначенным для производств полиэтилена, и компрес-
сорам без смазки цилиндров, получающим все большее распространение.

Поршневые компрессоры для холодильных установок, которые свое-
образны по методике расчета и конструктивному оформлению, являются
предметом самостоятельного курса и в книге не рассматриваются.

Методика термодинамического расчета, приведенная в гл. XII, изме-
нена применительно к проектированию компрессоров на нормализован-
ных базах и дополнена разделом, поясняющим выполнение поверочного
расчета.

В книге применена Международная система единиц измерения (СИ);
в приложении помещена таблица соотношений между этими единицами
и применявшимися ранее.

Автор выражает признательность д-ру техн, наук проф. К. И. Страхо-
вичу за ценные советы, данные при просмотре рукописи, и благодарит
инж. Л. И. Калинину, Л. И. Непомнящего, А. X. Сафина и Ю. И. Смир-
нова за помощь в работе над графическим материалом.

Автор
ВВЕДЕНИЕ

Все существующие компрессоры, предназначенные для сжатия газов,
можно разделить на два класса. Один из них включает машины, которые
производят сжатие путем сообщения газу большой скорости и последую-
щего преобразования кинетической энергии потока в работу сжатия и
нагнетания газа. Основными разновидностями машин этого класса яв-
ляются центробежные и осевые компрессоры. Сюда же относятся ком-
прессоры инжекционного действия.

Другой класс охватывает поршневые компрессоры объемного дей-
ствия, подающие газ из пространства низкого давления в пространство
более высокого давления путем периодически повторяющихся увеличений
и уменьшений объема рабочей полости цилиндра. При увеличении объема
рабочая полость сообщается со всасывающим трубопроводом или непо-
средственно с атмосферой и производит всасывание газа. При уменьшении
объема замкнутый в ней газ подвергается сжатию и затем вытесняется
в нагнетательный трубопровод.

К классу поршневых относятся компрессоры, у которых поршень
совершает внутри цилиндра возвратно-поступательное движение, также
все разновидности ротационных компрессоров с поршнем, вращающимся
в цилиндре.

Области применения различных компрессоров в зависимости от про-
изводительности и давления 1 показаны на рис. А. Границы области при-
менения машин йе постоянны. Они определяются экономичностью машин
и изменяются по мере их совершенствования. Для газов с относительно
малой или изменяющейся плотностью (переменный состав газа), а также
при необходимости экономично регулировать производительность, поршне-
вые компрессоры служат для значительно больших производительностей,
чем показано на рис. А.

На рис. Б компрессоры различных выполнений на конечное давле-
ние 900 кн/м2 сопоставлены по массе, отнесенной к единице производи-
тельности, и по экономичности, определяемой изотермическим к. п. д.
компрессора к.

В зависимости от области давления различают:

вакуум-компрессоры — машины, которые отсасывают газ
из пространства с давлением ниже атмосферного и обычно нагнетают
в пространство, где давление равно атмосферному или выше;

газодувки — машины, предназначенные для нагнетания при
давлениях до 300 кн!м2\ они широко применяются в металлурги-
ческом производстве для подачи воздуха и называются в этом случае
воздуходувками;

1 Здесь и далее при определении характеристик компрессора, а также в термодинами-

ческих зависимостях и расчетах указаны только абсолютные давления.
Рис.Бь Значение относительных массе и изотермических к.п.д. у компрес-
соров общего назначения (рк = 900 кя/лс2): а — поршневые двухсту-
пенчатые; б — ротационные двухступенчатые; в — винтовые двухсту-
пенчатые; г — центробежные с холодильником
компрессоры низкого давления, нагнетающие при
давлениях от 300 кн!м2 до 1,0 Мн/м2; основная область их применения —
пневматические установки;

компрессоры среднего давления, нагнетающие при
1,0—10 Мн!м2. Применяются главным образом в химической, нефтедо-
бывающей и нефтеперерабатывающей промышленности и на магистраль-
ных станциях дальнего газоснабжения;

компресс ор ы высокого давления, нагнетающие при
давлениях выше 10 Мн!м2. Применяются преимущественно в азотно-
туковом и других производствах с синтезом газов под давлением, в установ-
ках для разделения воздуха методом глубокого охлаждения (до 22 Мн/м2)
и для наполнения газом баллонов (до 40 Мн/м2).

Машины для сжатия газа до давлений выше 100 Мн/м2 называют
также компрессорами сверхвысокого давления.

Компрессоры высокого давления часто предназначаются для сжатия
газа, поступающего при давлении намного выше атмосферного. Такие
компрессоры называются дожимающими. К дожимающим компрессо-
рам следует отнести циркуляционные компрессоры, которые осуществ-
ляют циркуляцию газа в аппаратах некоторых химических производств.
В установках синтеза в зависимости от сопротивления системы они по-
вышают на 1,0—3,0 Мн/м2 давление газа, поступающего в компрессор
при 20—100 Мн/м2.

В компрессорных установках большой производительности и высокого
давления часто осуществляют сжатие в компрессорах различного типа —
первоначально в центробежном и окончательно в поршневом дожи-
мающем.

В дальнейшем будем рассматривать поршневые компрессоры низкого,
среднего и высокого давления и именно их будем иметь в виду, говоря
о поршневых компрессорах.

Поршневые компрессоры принято классифицировать также по вели-
чине объемной производительности в условиях всасывания или для до-
жимающих компрессоров по приведенной объемной производительности,
выраженной в единицах объема свободного газа. В зависимости от вели-
чины объемной производительности следует различать:

микрокомпреесоры — машины производительностью до 10 дмЧсек\
компрессоры малой производительности от 10 до 100 дм*!сек\
компрессоры средней производительности от 100дл?/сея до 1,0 м2/сек\
компрессоры большой производительности от 1,0 м3/сек и выше,
Наибольшую приведенную производительность до 10 м?!сек и более
обычно имеют дожимающие компрессоры.

Машины, предназначенные для одних газов, часто непригодны для
других. Поэтому, классифицируя поршневые компрессоры, их различают
также по сжимаемому газу и называют воздушными, азотными, водород-
ными, кислородными, хлорными или др.

Среди компрессоров для воздуха большую часть составляют машины
для пневматики, тормозные, гаражные, краскодувные и для заполне-
ния пусковых баллонов двигателей внутреннего сгорания, а также
вспомогательные компрессоры для устройств автоматического управ-
ления.

Химическая промышленность является одним из основных потреби-
телей поршневых компрессоров. В производстве азотных туков получе-
ние аммиака из азотноводородной смеси ведется в зависимости от системы
синтеза при давлениях в пределах 25—50 Мн/м2. Полиэтилен получают
из этилена, сжатого до 250—350 Мн/м2. На такие давления строят
компрессоры большой производительности и мощности.
Поршневые компрессоры применяются в нефтедобывающей и в нефте-
перерабатывающей промышленности для сжатия и циркуляции водородо-
содержащих газов в процессах очистки нефтяных продуктов от сернистых
соединений, а также в процессах каталитического реформинга легких
нефтепродуктов для получения высокооктанового бензина и аромати-
ческих углеводородов (бензола, толуола и др.).

Для пищевой, фармацевтической и отдельных производств химиче-
ской промышленности, а также для кислорода и хлора требуются спе-
циальные компрессоры, действующие без смазки цилиндров. Такие же
требования предъявляются теперь к компрессорам для сжатия воздуха,
подлежащего разделению в кислородных установках. Машины с уплот-
нениями из углеграфитовых и синтетических материалов, с лабиринтными
уплотнениями и мембранные составляют класс специальных ком-
прессоров без смазки цилиндров, получающих широ-
кое распространение в различных отраслях промышленности.

При сравнительно небольших отношениях давления нагнетания к дав-
лению всасывания сжатие может быть одноступенчатым. При более высо-
ких отношениях давлений процесс сжатия разделяют на несколько сту-
пеней и осуществляют последовательно в отдельных цилиндрах, преду-
сматривая охлаждение газа на пути из одного в другой. Соответственно
числу ступеней сжатия компрессоры называют одноступенчатыми
и многоступенчатыми (двухступенчатыми, трехступенча-
тыми и т. д.).

Поршневые компрессоры, применяемые в широком диапазоне давле-
ний и производительностей, отличаются многообразием конструктивных
типов, схем и компоновок. Они выполняются однорядными или много-
рядными, горизонтальными (в том числе оппозитными — с цилиндрами
по обе стороны вала), вертикальными или угловыми, бескрейцкопфными
или крейцкопфными.

По способу отвода тепла от цилиндров и холодильников различают
компрессоры с водяным и воздушным охлаждением.

Соответственно производительности и изменению давления газа в ком-
прессоре для его привода требуются двигатели различной мощности —
от десятых долей до 10 000 кет и более.

Наиболее часто применяют двигатели: электрический и внутреннего
сгорания (на жидком или газообразном топливе). Получают распростра-
нение паровая и газовая турбины с передачей через редуктор.

Для удобства монтажа и уменьшения габаритов компрессорной уста-
новки двигатель и компрессор часто объединяют в одном агрегате, назы-
ваемом компрессорной установкой. Применяют фланцевые электродви-
гатели или консольные с ротором, насаженным на вал компрессора.
Распространено также выполнение компрессора заодно с газовым двига-
телем. Такие машины, имеющие раздельные цилиндры, но общую станину
и коленчатый вал, называются газомоторными компрессорами и приме-
няются для перекачивания природного или попутного нефтяного газов
в магистральных газопроводах и на нефтеперерабатывающих заводах.

Компрессорные установки с различными двигателями сооружаются
как стационарными, так и передвижными, причем последние мощностью
до 1000 кет и более.

Такое многообразие параметров и назначений поршневых компрессо-
ров вызвало множество различных конструктивных решений и компо-
новок. Вряд ли существуют другие машины, которые могли бы в этом
отношении с ними соперничать. Конструктору поршневых компрессоров
приходится сопоставлять преимущества различных конструктивных ре-
шений и путем критического анализа находить лучшее для каждого случая.
Глава I ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ
| ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

1.	УРАВНЕНИЯ СОСТОЯНИЯ ГАЗА

Важнейшие величины, определяющие физическое состояние газа,
или основные термодинамические параметры его состояния — абсолют-
ная температура Т (°К), абсолютное давление р (н/м2) и удельный
объем v (м3/кг).

Основные параметры состояния газа связаны зависимостью

F (р, v, Т) = 0,	(1.1)

представляющей в неявном виде уравнение состояния газа.

Зная уравнение состояния газа, можно любой из его параметров р,
v или Т выразить через два остальных, полностью определяющих состоя-
ние газа. Если газ находится при достаточно низком давлении и темпе-
ратуре, намного превышающей критическую, то его рассматривают как
идеальный газ. Уравнение состояния для 1 кг идеального газа выражается
формулой

pv = RT,	(1.2)

где R — газовая постоянная, дж/(кг-град).

Для произвольной массы m кг газа объемом V — mv м3 формула
(1.2) преобразуется

pV = mRT.	(1.3)

При выражении количества газа в киломолях, число которых при
массе газа m и молекулярной массе р. равно выражение (1.3) прини-
мает вид

=	(1.4)

и называется уравнением Менделеева—Клайперона. Величина =
= р,/? — универсальная газовая постоянная — одинакова для всех газов
(7?ц = 8310 дж!(кмоль• град).

Строго говоря, идеальный газ — предельное состояние любого газа
при р —* 0. Для реальных газов, на сжимаемости которых сказываются
условный собственный объем и силовые поля молекул, уравнения состоя-
ния (1.2)*, (1.3) и (1.4) не действительны.

При низких и средних давлениях и температурах, характерных для
компрессоров, большинство газов практически можно полагать идеаль-
ными, но при высоких давлениях все газы следует рассматривать как реаль-
ные. Многоатомные газы и пары при температурах, близких к критиче-
ской, не следуют уравнению состояния идеального газа даже при средних
и низких давлениях; объем реального газа вследствие действия сил меж-
молекулярного притяжения в этих условиях меньше, чем идеального.
При достаточно высоких давлениях объем реального газа больше, чем
идеального. Здесь сказывается влияние собственного объема молекул
газа.

При одинаковых давлениях и температурах разность удельных объе-
мов реального газа и и идеального газа vud равна

6 = V— vud.

(1.5)

Величина b — избыточный объем газа — учитывает собственный объем

молекул газа и влияние сил межмолекулярного притяжения. В отличие
от константы, аналогично обозначаемой в уравнении состояния Ван-дер-

Ваальса, величина Ь является пе-
ременной.

Подставляя выражение vud из
(1.5) в уравнение (1.2), получим
уравнение состояния реального
газа

p(v — b)~RT. (1.6)

Связь между параметрами р, v
и Т конкретна лишь при условии,
если известен закон изменения ве-
личины Ь, как функции давления
и температуры.

Уравнение Ван-дер-Ваальса не
дает удовлетворительной точности
при вычислении параметров со-
стояния реального газа. Уравне-
ния состояния, предложенные мно-
гими другими • исследователями,
либо имеют ограниченную область

применимости и недостаточно точны за ее пределами, либо сложны для

практического использования. Уравнение состояния (1.6) выражает в про-
стейшей форме зависимость между параметрами реального газа, а точ-
ность его определяется надежностью данных об избыточном объеме Ь.

Зависимость b от давления для водорода, азота и метана при темпе-
ратуре t = 0° С приведена на рис. 1.1. Значения критической темпера-
туры этих газов соответственно равны 33,2; 126,0 и 190,7° К. Характерно,
что газы с высокой критической температурой при низких температурах
имеют широкую область отрицательных значений b и большие отклоне-

ния сжимаемости.

Отклонение сжимаемости реального газа принято выражать харак-
теристическим коэффициентом

г Ро°о

(1.7)

где ро — стандартное атмосферное давление (р0 = 101,3 кн/м2); о0 —
удельный объем, соответствующий давлению р0 и температуре t = 0° G,
или коэффициентом сжимаемости

s RT.

(1.8)

При р0 и Vq параметры газа связаны уравнением ро^о = и для
всех газов Следовательно, значения | и р находятся в зависимости

? — pv 2k — pv Ijl______ 2?з_

RT»' T

(1-9)
Из выражений (1.8) и (1.5) находим

t _ р + Ь}	_ .	рь _ . Ь

5 “	RT	~ 1	RT ~ 1	*" Vud	’

откуда

b = -^-(i-\) = vud(l-\).	(1.10)

Обозначим

₽ = ^ = т^=1Аг.	О'»

где р — показатель отклонения сжимаемости, мЧн.
Т°ГДа	Ь = рЛ0 = ₽тор = 273Л₽.	(1.12)

Подставляя значение b из (1.12) в выражение (1.10), находим зависи-
мость £ от £

<113>

Из уравнений (1.6), пользуясь той же подстановкой, находим удель-
ный объем реального газа

и=7?(^-+ 273₽).	(1.14)

На рис. 1—6 (приложение) приведены кривые значений £ = Е (р) и
Р = ₽ (р) для ряда газов. Значения £ для некоторых других газов даны
там же на рис. 7—10.

ГАЗОВЫЕ СМЕСИ

Если при изменении состояния газовой смеси ее компоненты не под-
вергаются конденсации и не вступают в химическую реакцию, давление,
удельный объем и абсолютная температура смеси связаны между собой
уравнениями состояния для идеальных или реальных газов. Чтобы вос-
пользоваться ими, нужно знать для смеси величину газовой постоянной
и коэффициентов сжимаемости. При отсутствии табличных данных они
вычисляются.

Газовая постоянная смеси

R — 8310 джЦкг • град),	(1.15)

где rt — объемная доля i-ro компонента при атмосферном или другом
низком давлении, при котором не проявляются отклонения сжимаемости
газа; р, — молекулярная масса того же компонента.

Определяя коэффициент сжимаемости газовой смеси, учитывают, что
для каждого из компонентов справедливо уравнение

riPV=^^R^T,

где rt = -у-— объемная доля i-ro компонента, выделенного из смеси
при давлении смеси р и температуре Т.

Для смеси

pV=^R^T,
г*
откуда

m

rt

В \ W

Уь

где — и--------число киломолей компонента и смеси, yt — отношение

р</ Р-

первого ко второму, называемое мольной долей компонента.

Для свободного газа (при атмосферном давлении) yt = rz; но с уве-

личением давления объемная доля rL может измениться, значение же

мольной доли yt остается
постоянным.

По правилу аддитивно-
сти

SS liyi ,
и коэффициент сжимаемо-
сти газовой смеси опреде-
ляется по формуле

В^Е&В,- (1.16)

Но способ вычисления 1
по правилу аддитивности
не точен и может привести
к значительным погрешно-
стям; у газов с различ-
ными отклонениями сжи-
маемости сумма парциаль-
ных объемов отдельных
компонентов смеси, нахо-
дящихся при ее давлении
и температуре, существен-
но отличается от объема
смеси. Уравнение (1.16)

дает удовлетворительную точность лишь при условиях, если значения
коэффициентов сжимаемости основных компонентов мало разнятся друг

от друга.

Более точный метод определения коэффициентов 1 основан на законе
соответственных состояний.

По этому закону уравнение (1.1) любого реального газа можно преоб-
разовать в безразмерную форму и представить приведенным уравнением

состояния

fi (a, v, т) = 0,	(I.I7)

п
определяющим связь между приведенными давлением л == -2—, удель-

g,	v	« Т о

ным объемом v =-----и температурой т = В этих выражениях ркр,

VKp	•* кр

vKP и Ткр — критические давление, удельный объем и температура газа.

Уравнение (1.17) замечательно тем, что будучи составленным по экс-
периментальным данным для какого-либо одного газа, оно с достаточной
для практики точностью справедливо и для любого другого и тем точнее,
чем ближе у газов величины критических коэффициентов сжимаемости
е ___ Ркр°кр

Уравнение (1.17) может быть преобразовано путем замены v на В и
приведено к виду

h (л, В, т) = 0.

(1-18)
Эту зависимость выражает универсальный график сжимаемости, по-
казанный схематически на рис. 1.2 с разбивкой на пять зон. В укруп-
ненном масштабе эти зоны представлены на рис. 11—15 (приложение).
Пользуясь универсальным графиком сжимаемости, можно определить зна-
чения | для любого газа. Они несколько менее точны, чем значения по
индивидуальным графикам сжимаемости, но необходимы для газовых
смесей, для которых нет индивидуальных графиков.

Газовые смеси, в отличие от однородных газов, конденсируются при

переменной температуре и )у них нет четко выраженного критического
состояния. Поэтому значения лит для газовых смесей определяют по
псевдокритическим давлению рп. кр и температуре Тп. кр, вычисляемым
по формулам

Рп. кр = S У{РкрЬ	. ...

Тп.кр-ЪуГкрь	(	}

где pKpi и TKpi— критические давление и температура компонентов.

Критические давление и температура различных газов приведены
в табл. 1 (приложение).

Пример 1. По универсальным графикам определить значения g и р для метана при
t ~ 50° С и р = 15 Мн/м2.

Для метана, согласно табл. 1 (приложение), ркр = 4,64 Мн!м2 и Ткр~ 190,5° К.

Приведенные параметры

Р 15 Q ПО	323	.

я =~ = 3,23 и т = —— = —_ = 1,69.

Ркр 4,64	Ткр 190,5

По рис. 12 (приложение) находим 5 — 0,88. Подставляя это значение в формулу (1.13),
получаем

а Т £ — 1	323	0,88—1	ш-8

273 ’ р ~ 273*	15 10»	°’986' ° */«•

что близко совпадает со значениями по графику для метана (рис. 6, приложение): 5 =
= 0,875 и р = —0,99-10-8 м*/н.

Пример 2. Определить значение коэффициента сжимаемости g для газовой смеси
следующего состава, заданного в объемных долях: Н2 — 20%, СО2 — 30%, СН4 —50%.
Давление смеси р = 10 Мн/м2; температура t = 20° С.

Произведем определение g двумя способами:

1.	По формуле (1.16), учитывая, что состав газа задан при атмосферном давлении
и yi = гь

5 = S У& = S= °’2’1106 + 0,3'0,22 + 0,5-0,87 = 0,713.

Значения ?н2~ Ь06; ?со2 = и 5сн4 = найдены по графикам рис. 3, 8 и 6
(приложение).

2.	По псевдокритическим температурам и давлениям. Согласно табл. 1 (приложение)
критические давления и температуры:

Ркр. н2 = 1 >29 Мн/м2, ркр со> = 7,38 Мн/м2 и ркр сн< = 4,64 Мн/м2;

ТКр. н2 = 33,8 ’К, Ткр. СО1 = 304,0 °К и Ткр_ СН1 = 190,5 X

По формуле (1.19)

кр = 0,2 • 1,29 + 0,3-7,38 + 0,5 -4,64 = 4,79 Мн/м\

Тп, кр = 0,2 • 33,8 + 0,3 • 304,0 + 0,5 -190,5 = 193,2 °К.

Приведенные параметры смеси:

я = —= -гЬ- = 2,08;

Рп. Кр 4,79

T__Z______-293--152

Тп.кр 193,2 ~1,52-
По рис. 12 (приложение) находим £ == 0,85. Сравнивая полученные результаты,
находим, что относительная погрешность в расчете по формуле (1.16) составляет

0,85 — 0,713 __

0,85	“

0,161 & 16%.

2.	ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ ЦИКЛ СТУПЕНИ
ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА

Компрессор предназначен для перемещения газа из области низкого
давления в область высокого давления. В поршневом компрессоре это
достигается всасыванием, сжатием и нагнетанием газа. Совокупность
этих процессов, повторяющихся при каждом обороте вала, составляет
цикл компрессора. Разумеется, цикл компрессора не является круговым
процессом в термодинамическом смысле, так как количество газа в нем

переменно.

Различают одноступенчатое и многоступенчатое сжатие и соответ-
ственно одноступенчатый и многоступенчатый цикл компрессора. Одно-

ступенчатое сжатие применяют при не-
большом отношении конечного давления
к начальному, многоступенчатое — при
среднем и большом отношениях давлений.
Цикл отдельной ступени многоступенча-
того компрессора не отличается от цикла
одноступенчатого компрессора, действую-
щего в условиях тех же давлений. Ком-
прессор, работающий по многоступенча-
тому циклу и называемый многоступенча-
тым, по существу представляет собой по-
следовательное соединение одноступенча-
тых компрессоров с охлаждением газа
между ними в промежуточных холодиль-

Рис. 1.3. Теоретический цикл порш- никах.

невого компрессора	Рассмотрим теоретический одноступен-

чатый цикл (рис. 1.3), представляющий

собой упрощенную схему действительного. Линия 4—1—всасывание газа
при постоянном давлении рх; линия 1—2 — сжатие газа от давления р±
до давления р2; линия 2—3—нагнетание при постоянном давлении р2;

Процессы всасывания и нагнетания в отличие от сжатия не являются
термодинамическими процессами. Они определяют перемещение газа
с изменением его количества в цилиндре, но без изменения состояния.

Всасывание газа в цилиндр через клапан происходит в теоретическом
цикле на протяжении всего хода поршня (слева направо). В момент пере-
мены хода поршня (точка /) всасывающий клапан закрывается и начи-

нается сжатие газа, продолжающееся до тех пор, пока давление в ци-
линдре не достигнет величины за нагнетательным клапаном (точка 2).
При этом открывается нагнетательный клапан и начинается нагнетание
(выталкивание) сжатого газа из цилиндра, которое происходит на осталь-
ной части хода поршня. В момент второй перемены хода поршня нагне-
тательный клапан закрывается, давление в цилиндре падает, всасываю-
щий клапан снова открывается. В процессах всасывания и нагнетания
объем газа V в цилиндре изменяется вместе с массой газа, но удельные
объемы v остаются постоянными. Вследствие этого цикл компрессора,
изображаемый в координатах V, р, не может быть представлен в коорди-

натах v, р.
Рассматривая теоретические циклы, полагают, что процесс сжатия
протекает по изотерме, адиабате или политропе. Соответственно цикл
компрессора называют изотермическим, адиабатическим или политропи-
ческим.

Работа, расходуемая на осуществление теоретического цикла, выра-
жается площадью диаграммы 1—2—3—4 (рис. 1.3) и равна сумме работ
всасывания, сжатия и нагнетания.

Работу, принимаемую газом в компрессоре, принято считать положи-
тельной, а возвращаемую газом — отрицательной.

Сила, с которой всасываемый газ (начальное давление рх) действует
на поршень площадью F, равна ptF. При перемещении поршня на вели-
чину хода S газ производит работу piFS = PiVx.

Учитывая знак работы, возвращаемой газом при всасывании, получаем

Ьда = —Pl V1-

На диаграмме ей соответствует площадь 4—1—Г—4'.

Площадь 1—2—2'—Г представляет работу сжатия газа от начального
давления рх до конечного р2. Элементарному перемещению поршня в ходе
сжатия соответствует положительная работа —pdV, где знак минус от-
носится к приращению объема dV, которое при сжатии отрицательно.
Работа сжатия

2

1

Работа нагнетания, изображаемая площадью 2—3—4'—2f,

1*Н Р?У 2*

Результирующая работа L за цикл

2

L=Lec+ LC3K + LH = -p1V1 -$pdV + PiV2. (1.20)
1

Принимая во внимание, что

2

—= Jd(pV),

1
находим окончательно

2	2	2	2	2	2

L = Jd(pV)— \ pdV= J pdV + J V dp — J pdV = J Vdp.
i	iiiii

Таким образом, работа L (дж), затрачиваемая на т кг газа

2

L = ^Vdp.	(1.21)

Удельная работа I (дж!кг), отнесенная к 1 кг газа, выражается через
удельный объем и

2	2

о-21')

1 1

Для определения работы / необходимо знать зависимость между па-
раметрами р и v в процессе сжатия. Для идеального газа, если известен
процесс изменения состояния, не представляет труда найти аналитиче-
ское выражение этой зависимости.

Но для реального газа, сжимаемость которого отличается от сжимае-
мости идеального, задача усложняется.

Учитывая соотношение (1.14), находим

2	2	2	2

I = j vdp = J R (X + 2730 ) dp = R J ^-dp + 2737? J $dp. (1.22)
11 11

Величина работы представлена здесь суммой двух членов, роль кото-
рых становится ясной, если учесть, что

= и 2737?р = &.

Рис. 1.4. Избыточная работа в цикле реального газа: а — vt р-диаграмма;
б, в — Ь, р-диаграммы

Представим уравнение (1.22) в виде
2	2

I == f Vuddp + J bdp.	(1.22')

i	i

Первый член его правой части определяет работу в цикле при сжатии
идеального газа, а второй — избыточную работу, вызванную отклоне-
нием сжимаемости реального газа.

Величина избыточной работы показана площадью 1—2—2Г—Г
(рис. 1.4, а), где 1—2— процесс сжатия реального газа и /'—2' —
идеального. На рис. 1.4, б выделена избыточная работа, представленная
2

интегралом J bdp. Величина Ь, зависящая от давления и температуры,
1

изменяется в процессе сжатия. Если величина b принимает отрицательные
значения, избыточная работа может оказаться отрицательной (рис. 1.4, в).

В области высоких приведенных давлений (л >> 8,5), как и в области
высоких приведенных температур (т>2,5), значения	1 (см. рис. 11—15,

приложение). В этих условиях величина b и дополнительная работа
только положительны.

Учитывая выведенные общие зависимости, определим работу в изо-
термическом, адиабатическом и политропическом циклах.
ИЗОТЕРМИЧЕСКИЙ ЦИКЛ

При изотермическом сжатии идеального газа давление и удельный
объем связаны уравнением

pv — RT = const	(1-23)

или

po = pit>i.	(1.24)

Подставив в выражение (1.2Г) значение v из уравнения (1.24), нахо-
дим удельную работу 1из (дж/кг) в изотермическом цикле идеального газа

2	2

U = f vdp = P1V1 f = рЛ \n^=RT Inf-, (1.25)
*	J p	Pl	Pl

где Pi и p2 — начальное и конечное давления, н!м*\	— удельный

объем газа в начале сжатия, м3!кг\ Т — const — температура в про-
цессе сжатия, ° К.

Согласно выражению (1.22) удельная работа в изотермическом цикле
реального газа

2	2	2

lua = RT J-^ + 2737? J fidp = RT ln-^ + 2737? J fidp. (1.26)
11 1 1

Интеграл второго члена правой части может быть преобразован
2	2	1

= Jpdp-Jpdp = B2-B1= ДВ„„	(1.27)

10	0

где
1	2

= и B2 = Jpdp.	(1.28)

о	о

Безразмерная величина В названа показателем избытка
объемной энергии реального газа.

Приращение &Виз = В2—В1У представляющее собой разность вели-
чин В при конечном и начальном давлениях в условиях Т = const, опре-
деляет увеличение работы в изотермическом цикле, вызванное отклоне-
нием сжимаемости реального газа. Величина &Виз названа показа-
телем избытка работы в изотермическом
цикле.

Подставляя выражение (1.27) в (1.26), получим формулу для удель-
ной работы в изотермическом цикле реального газа

U = 7? (Т In-g- + 273ДВиз) =	( In f- + ДВОД),	(1.29)

где £1 — коэффициент сжимаемости газа при давлении и темпера-
туре Т.

Для ряда газов значения В приведены на графиках рис. 1—6 (прило-
жение). Для других газов ДВИЗ вычисляют численным или графическим
интегрированием

2

ABu3=fpdp,	(1.30)

предварительно определив значения р по формуле (L13).
Пользуясь для вычисления формулой Симпсона, можно получить
приближенный результат. Ограничиваясь тремя значениями р', р2,
9 Di Ч- 09	«

соответствующими давлениям р19 р =	и р2, найдем

д^аз =	4- 4₽' 4- Ра) (р2 — Pi).

(1.31)

АДИАБАТИЧЕСКИЙ ЦИКЛ

При адиабатическом сжатии идеального газа давление и удельный
объем связаны соотношением

pvk — const,	(1.32)

у	СР	g,

где k =------показатель адиабаты идеального газа; ср и cv — удель-

cv

ные теплоемкости газа при постоянных давлении и объеме.

Для одноатомных газов k = 1,66-4-1,67, двухатомных k = 1,404-
ч-1,41, трехатомных и многоатомных — k = 1,14-1,33.

Удельные теплоемкости ср и cv зависят от Т. В связи с этим и вели-
чина k зависит от температуры газа. В табл. 1.1 для ряда газов приве-
дены значения k при различных температурах и при атмосферном дав-
лении.

Таблица 1.1

Показатель адиабаты газов при атмосферном давлении

Наименование газа	Температура. °C			Наименование газа	Температура, ®С		
	0	100	200		0 1	100 I	| 200
Азот	1,40	1,40	1,39	Окись углерода	1,40	1,40	1,39
Аммиак	1,33	1,28	1,25	Двуокись углерода	1,31	1,26	1,24
Ацетилен	1,25	1,21	1,19	Пропан	1,16	1,10	1,08
Водород	1,41	1,40	1,40	Пропилен	1,16	1,13	1,10
Воздух	1,40	1,40	1,39	Сернистый газ	1,27	1,24	1,22
Кислород	1,40	1,39	1,37	Этан	1,20	1,15	1,12
Метан	1,32	1,27	1,23	Этилен	1,26	1,19	1,16

Для газовой смеси показатель адиабаты может быть определен из
выражения

т^т=2<^’	,L33>

где k — искомый показатель адиабаты газовой смеси; — показатель
адиабаты компонентов; rt — объемная доля компонентов.

Величины давлений и удельных объемов в процессе адиабатического
сжатия, как видно из уравнения (1.32), связаны следующей зависимостью
с начальными параметрами газа:

= РГ^-	(1.34)

Учитывая, что pv = RT и — RTlt получаем

fe—i

Т==Т1Шк '	(L35)

Для двухатомных газов при k = 1,4

Т==ТА±) ’	<1-35')
Конечную температуру при различных k можно определять по рис. 1.5.

ср

Для реального газа величина k = — не соответствует показателю
адиабаты, а параметры реального газа связаны зависимостями более
сложными, чем для идеального газа. Если кривую, представляющую
адиабату сжатия реального газа в координатах v,p, разбить на ряд эле-
ментарных участков и, воспользовавшись уравнением

Рис. 1.5. Конечная температура газа в зависимости от начальной, отношения давлений
и показателя адиабаты k (или показателя политропы п)

определить для каждого из них величину показателя адиабаты kv, то
значения kv на участках кривой могут оказаться весьма различными.

Переменный показатель kGt определяющий зависимость v от р при
адиабатическом изменении состояния реального газа, называется объ-
емным показателем адиабаты.

Дифференцируя уравнение (I. 36), находим, что величина kv в точке
процесса определяется зависимостью

г-г-	<>-з7)

или приближенно

‘.“-Т-ет-	(L38)

О степени изменения величины kv, сильно возрастающей в области вы-
соких давлений, можно судить по следующим данным для азота при
t = 25° С [70]:

р, Л4н/ж2 ........ 0,1	30	60	80	100	300	600

fes.............. 1,41	2,39 3,30	3,80	3,90	5,30 5,65
Показатель kv у реальных газов не определяет зависимости темпера-
туры от давления. На малом участке адиабатического процесса соотно-
шение между ними выражается уравнением

(1.39)

где kr — температурный показатель адиабаты,

принимаемый постоянным на этом участке.

Величина kT в точке процесса опреде-
ляется по формуле А. М. Розена [70]

р, Мн/мг

Рис. 1.6. Значения kT и k для азота
при t = 25° С [70]

оставаясь близкой к значению

=-----

Ср—р

Ср

(1.40)

р

Сопоставление кривых kT и k = —
для азота при давлениях до 600 Мн1м2
дано на рис. 1.6. В отличие от k вели-
чина kT изменяется сравнительно мало,
k при низких давлениях.

Значения kT для ряда газов, по данным А. М. Розена, приведены
в табл. 1.2; для большинства газов в широком диапазоне давлений харак-

терна высокая стабильность показателя kT.

Таблица 1.2

Температурный показатель адиабаты kT различных газов
(по данным А. М. Розена)

Газ	Температура,	Pi. MhJm*						
		од	10 1	20	30	|	60	80	|	100
Азот	20	1,410	1,416	1,400	1,379	1,345	1,340	1,346
	100	1,406	1,419	1,426	1,419	1,377	1,372	1,373
	200	1,400	1,409	1,409	1,408	1,387	1,380	1,374
Водород	25	1,404	1,407	1,408	1,407	1,402	1,394	1,390
	100	1,398	1,399	1,400	1,401	1,396	1,393	1,388
	200	1,396	1,397	1,398	1,399	1,396	1,394	1,392
Окись углерода	25	1,400	1,433	1,414	1,394	1,349	1,344	1,341
	100	1,400	1,422	1,424	1,422	1,395	1,390	1,390
	200	1,399	1,407	1,415	1,422	1,408	1,403	1,398
Метан	25	1,32	1,36	1,28	1,24	1,22	1,21	1,21
	100	1,27	1,30	1,30	1,28	1,25	1,23	1,22
	200	1,23	1,26	1,25	1,25	1,24	1,24	1,23
Аммиак	150	1,271	1,335	1,086	1,073	1,079	1,083	1,094
	300	1,234	1,252	1,286	1,286	1,216	W	1,179
Азотноводородная	25	1,405	1,407	1,406	1,404	1,397	1,393	1,395
смесь (25% N2+ 75% Н2)	100	1,399	1,397	1,402	1,403	1,400	1,396	1,395
	200	1,398	1,400	1,402	1,407	1,403	1,398	1,395
Учитывая сравнительно небольшое изменение температурного пока-
зателя адиабаты, можно в пределах изменения давлений в одной ступени
компрессора считать величину kT постоянной и равной ее истинному
значению в средней точке процесса. Тогда

kT~l

т = т1(±)	•	(1-41)

Величина kv претерпевает большие изменения, поэтому по ней не-
удобно вычислять объем газа. Удобнее, учитывая стабильность значе-
ний kT, предварительно найти температуру в заданной точке процесса,
а затем по давлению и температуре, пользуясь формулой (1.8), вычислить
объем газа.

Как видно из выражения (1.32), удельный объем в адиабатическом
процессе

1

( Pi\k

V = Vj ( — I •

1	\ Р /

Подставляя это выражение в уравнение (1.21')» получаем зависимость
для удельной работы 1ад (дж/кг) в адиабатическом цикле идеального газа
р	1 р	1	( tzl fe—1\

1	I ♦	k \ dp	k k I k	fc)

lad = I Vdp = pr	= Pl »1 JTZT ~P1	' =

1	Ip*'

где Pi и — начальное и конечное давления, н!м2-,	— удельный

объем газа в начале сжатия, м*1кг‘, 7\— начальная температура,°К;

k = —-----показатель адиабаты идеального газа.

си

Для реального газа, согласно уравнению (1.22),
2	2

lad = R J -у-dp + 2737? J р dp.	(1.43)

1 1

Преобразуя первый член правой части последнего равенства с учетом
(1.41), находим

1 Полученное выражение представляет удельную работу сжатия идеаль-

ного газа при условии, что температура в процессе следует зависимости
для адиабатического сжатия реального газа.
Обозначив далее интеграл второго члена

2

= ЬВад,

1

(1.44)

где ЬВад — показатель избытка работы в адиа-
батическом цикле, приводим уравнение (1.43) к виду

;	__ Г)\Т

lao — К 1 kr _ j

(-g-) *т - 1J + 273 АВай

(1-45)

Величина ДВад может быть определена по формуле

ABad = -b(₽i + 4P' + ₽2)(P2-p1),	(1.46)

аналогичной (1.31) для изотермического цикла, но отличающейся тем,
что значения 01} 0' и 02 находят при давлениях р19 р' =	-- и р2 и

соответствующих им температурах 7\, Г и Т2 в начальной, средней и
конечной точках адиабатического процесса.

ПОЛИТРОПИЧЕСКИЙ ЦИКЛ

Как известно, при постоянном показателе политропы п = const про-
цесс политропического сжатия задан уравнением, справедливым как
для идеального, так и реального газов

ptf1 = const.	(1.47)

При численном значении n<< k, а у реального газа при kv поли-
тропическое сжатие протекает с отводом тепла; при значении п >* k
(или п >* kv) — с подводом х.

Из уравнения (1.47) находим величину удельного объема

1

v =	.	(1.48)

Температура идеального газа в политропическом процессе равна
л—1
\ п

•	(1-49)

Вычисление значений и2 и Т2 в конечной точке процесса удобно про-
изводить, пользуясь табл. 2 (приложение) и рис. 1.5.

Политропический процесс изменения состояния реального газа в от-
личие от идеального не может при заданном п = const следовать одно-
временно двум зависимостям: уравнению (1.48), определяющему соотно-
шение между давлением и объемом, и уравнению (1.49), определяющему
соотношение между давлением и температурой. Соответственно тому,
подчиняется ли изменение состояния уравнению (1.48) или (1.49), нужно
различать политропический процесс, проткающий по объемной по-
литропе с показателем nv = const или по температурной
политропе с показателем пт = const.

1 Политропический процесс характеризуют так же, как процесс при постоянной теп-
лоемкости газа с = const. Но в случае реального газа при п = const условие с = const
не соблюдается.
В практических расчетах процесс сжатия реального газа лучше обу-
славливать показателем температурной политропы, который может быть
выбран более точно с учетом условий теплообмена.

При заданном показателе температурной политропы величина тем-
пературы в произвольной точке процесса вычисляется по формуле

T=T^YT ’	<IJ5o>

а удельный объем газа в той же точке находится по параметрам р, Т и £,
согласно уравнению (1.8).

При постоянном показателе политропы параметры р, v и Т в политро-
пическом процессе связаны зависимостями, подобными зависимостям для
адиабатического процесса, но с заменой показателя адиабаты k показа-
телем политропы и, а в случае реального газа — с заменой показателя kT
на пт.

Следовательно, удельная работа 1пол(дж!кг) в политропическом цикле
идеального газа в соответствии с уравнением (1.42) равна

Я—1

1пол = Р1°1

— 1

= R7\

п

п — 1

(1-51)

Величина удельного объема обратно пропорциональна плотности газа.
Номограмма рис. 1.7 определяет работу, затрачиваемую в политропиче-
ском цикле на 1 кг различных газов в зависимости от плотности р0 при
t0 — 0° С и р0 = 101,325 кн1м\ отношения давлений, показателя поли-
тропы и начальной температуры tx. Газы рассматриваются как идеальные.

С увеличением показателя политропы п кривая процесса сжатия
становится более крутой. Поэтому повышается затрата работы в цикле
компрессора (рис. 1.8).

Влияние показателя политропы на величину работы тем сильнее, чем
выше отношение давлений (рис. 1.9). По графику можно установить, что при
отношении давлений= 3 работа в адиабатическом цикле при двух-
атомном газе (n — k — 1,4) превышает работу в изотермическом цикле
на 17%, при — — 5 на 27%.

Р1

Для реального газа удельная работа в политропическом цикле нахо-
дится по аналогии с (1.45)

+ 273ДВЛОЛ

где пт — показатель температурной политропы;
ДВ_ — показатель избытка работы в политро-
пическом цикле.

При вычислении значения ДВЛ0Л руководствуются формулой (1.46);
значения р определяют по температурам в политропическом процессе.

Пример. Определить работу, расходуемую в изотермическом, политропическом
(и ~ 1, 2) и адиабатическом циклах в двух случаях:

1)	начальное давление 100 кн1м\ конечное — 400 кн/м2\

2)	начальное давление 20 Мн!м\ конечное — 80 Мн1м2.

Газ — азотноводородная смесь, R — 977 дж!(кг*град).
кбт

Рис. 1.7. Работа в политропическом цикле сжатия различных газов

Рис. 1.8. Влияние характера процесса
сжатия на работу в цикле компрессора
В обоих случаях объем свободного газа (при р — 100 кн/м2) одинаков и равен 1 ле8.
Начальная температура t = 25° С.

Решение.

1. Газ рассматриваем как идеальный. Показатель адиабаты азота k — 1,4.

Согласно формулам (1.25) (1.51) и (1.42)

i«3 = PxV1ln-^- = 100-103 * * * *-1 ln-422- = 138.6 103 дж;

= 100-103 1 -г~-г

= 170 103 дж.

= 100- 10s-1

Рис. 1.9. Зависимость величины работы в цикле компрессора от отно-
шения давлений для различных значений показателя политропы сжатия

2. Принимая во внимание величину давлений, определяем работу по формулам для

реального газа. Начальный объем всасываемого газа в условии не указан. Поэтому

расчеты ведем для массы газа

_ pV 100-ЮМ

т~ RT ~ 977-298

= 0,343 кг.

Работа в изотермическом цикле по формуле (1.29)

Lua — mR

Т1п-^- + 273 ДВ„Л
Pl	/
Показатель избытка работы в изотермическом цикле по формуле (1.27)

ЬВиз ~

По графику рис. 2 (приложение) для азотноводородной смеси давлению рг = 20 Мн/м2
и температуре t— 25° С соответствует Вг = 0,123; давлению р2 = 80 Мн/м2 и той же тем-
пературе соответствует В2 = 0,580. Отсюда = 0,580 — 0,123 = 0,457.

Lua = 0,343  977 ( 298 In + 273 • 0,457 ) = 180,3 -103 дж.

Работа в политропическом цикле по формуле (1.52), при т кг газа

I Г "г"1

(-г)	-1

I я? — 1 L \ Pi /

4“ 273 &Впол

Считаем, что процесс протекает по температурной политропе с показателем пТ ~ 1,2.

Вычисление &Впол производим по формуле (1.46)

&Впол == -у (Pi + 4Р' + р2) (р2 —Pi),

но с учетом температур, возникающих в процессе.

По рис. 2 (приложение) при рх = 20 Мн/м2 и t = 25° С

Pi = 0,67-10"8 м*/н\

пт—1	1,2—1

при р' = -gi-У2 = --Ц80 = 50 Мн/м* вГ=Т,(£) "т =298(^5-) 1-2 =
= 347° К или Г=74°С

₽' =0,785 •10-8ла/к;

1,2—1
/ 80 \

при р2 = 80 Мн/м2 й Г2 = 298 ( “gy j = 376° К или /2 — 103® С

Р2 = 0,825 -10‘8 м*/н.

Таким образом,

Ю-8

ДВЛ0Л = -4— (0,67 + 4 - 0,785 + 0,825) (80 — 20) • 10е = 0,464.

о

Следовательно,

{1 9

298-fj£-f

+ 273-0,4641 = 198,4-103

дж.

В адиабатическом цикле по (1.45) при m кг газа

-f- 273 &Вад

Из табл. 1.2 находим, что у азотноводородной смеси при среднем в процессе сжатия
давлении р' =------—= 50 Мн!м* и средней температуре, которую предполагаем t &

& 100° С, величина температурного показателя адиабаты kT = 1,4.

По рис. 2 (приложение) при давлениях = 20, р' — 50 и р2 — 80 Мн!м2 и соответ-
ствующих им температурах tL = 25, t' = 114 и t2 = 170° С имеем

pi = 0,67 • 10‘8; р'=0,80-10“8 и р2 = 0,85-10‘8 м*/н,
отсюда
10“8

ЬВад =	(0,67 + 4 - 0,80 + 0,85) (80 — 20) 10е = 0,472 м*/н.

Таким образом,

Lad = 0,343-977 1298

1,4

1,4 — 1

-F 273-0,472

= 213,1-103

дж.
Как видно из сопоставления результатов, при высоком давлении работа в изотермиче-
ском, политропическом и адиабатическом циклах больше, чем при низком давлении, соот-
ветственно на 41,7; 42,4 и 43,1 кдж или на 30,1; 27,2 и 25,4%. Близкие значения избытков
работы в различных циклах характерны только для газов с низкой критической темпе-
ратурой.

3. КОЛИЧЕСТВО ОТВОДИМОГО ТЕПЛА

Рассмотренные циклы компрессора в конечном счете различаются
количеством тепла, отводимого от газа (или подводимого к нему) в про-
цессе сжатия. В общем случае отвод тепла от газа (или подвод) происхо-
дит также во время всасывания и нагнетания и, кроме того, по выходе
из цилиндра; при необходимости последующего охлаждения тепло от-
водят в холодильнике.

Согласно первому началу термодинамики удельное количество
тепла q (дж!кг), отводимого от газа (или подводимого) в любом процессе
изменения состояния,

2

q = J v dp — (z2 — и) = I — (i2 — *1),	(1-53)

1

где I — затрачиваемая удельная работа, дж/кг\ и i2 — удельные энталь-
пии газа в начале и конце процесса, дж!кг.

Количество тепла, полученного стенками цилиндра, больше тепла,
отведенного от газа, на величину работы трения поршня, причем тепло
и работа учитываются только на части хода поршня, на которой осущест-
вляется исследуемый процесс.

Удельная энтальпия идеального газа зависит от температуры, а у реаль-
ного, кроме того, от давления.

В процессе изотермического сжатия идеального газа приращение удель-
ной энтальпии i2 —	= 0, откуда

= U	(1.54)

Следовательно, для осуществления изотермического никла в процессе
сжатия от газа должно быть отведено количество тепла, численно равное
всей работе, затраченной в цикле.

Для реальных газов равенство (1.54) несправедливо; отведенное тепло
может быть больше или меньше затраченной работы. Подробнее это будет
показано при рассмотрении изотермического цикла в s, Т-диаграмме.

В политропическом цикле идеального газа при показателе политропы
п удельное количество тепла, отводимого (или подводимого) в процессе
сжатия,

<L55)

С увеличением отводимого тепла уменьшается значение п и затра-
чиваемая в цикле работа 1пол.

Теплообмен возможен также при всасывании и нагнетании. При вса-
сывании газ нагревается и вследствие этого увеличивается затрачиваемая
в цикле работа. Напротив, теплообмен при нагнетании на величине затра-
чиваемой работы не отражается.

Удельное тепло qx (дж/кг), отводимое в холодильнике, установленном
за цилиндром,

qx — i' — Г = ср (Г — t"),	(1.56)

где ср — средняя удельная теплоемкость газа при постоянном давлении,
дж/(кг-град); i', i", t', /" — удельные энтальпии и температуры газа
у входа в холодильник и выхода из него.
Применительно к идеальному газу формула (1.56) действительна не
только для изобарического охлаждения (р = const), но и при потере давле-
ния в холодильнике, так как энтальпия идеального газа от давления
не зависит.

Средняя удельная теплоемкость ср у идеального газа зависит от тем-
пературы, а у реального, кроме того, от давления. В формуле( 1.56) указана
средняя удельная теплоемкость газа в процессе охлаждения. Она при-
ближенно равна удельной теплоемкости при средней температуре в холо-
дильнике.

Мольную теплоемкость Ср [дж/(кмоль-град)] для реальных газов при
различных температурах и давлениях можно найти посредством универ-
сального графика (рис. 1.10); по оси ординат отложена разность Ср — Ср
р	т

в зависимости от приведенных давления л = -Е— и температуры т = -=—.

Ркр	1 кр

Разность Ср — С*р выражав! избыток мольной теплоемкости Ср при задан-
ных давлении и температуре над мольной теплоемкостью Ср при той же
температуре, но атмосферном давлении. Удельная массовая теплоемкость
св = — (р — молекулярная масса газа),
и

Пример 1.3. Определить для двуокиси углерода величину ср при р = 10 Мн/м2
и t = 100° С.
Для двуокиси углерода по табл. 1 (приложение) находим ркР = 7,38 MhIm* и ТкР ~
— 304,0° К. По той же таблице при t = 100° СС* = 40,21 кдж!(кмоль-град).

Приведенные параметры

10	Q7Q

n=7^=,-356:-f = W=1’23-

По рис. 1.10 для л = 1,356 и т = 1,23 находим Ср — Ср~ 35,6 кдж!(кмоль• град).
Отсюда

Ср = 40,2 + 35,6 = 75,8 кдж!(кмоль град),

или при р = 44,01 (табл. 1, приложение)

75,8	. Л . Л

== ‘44 Qр “I,™ кдж1(кг-град).

Для определения удельной теплоемкости ср смеси газов пользуются
правилом аддитивности.

Интересно сопоставить работу, затрачиваемую в адиабатическом цикле,
с количеством тепла, отводимого в холодильнике при охлаждении в нем
газа до начальной температуры. В адиабатическом цикле q = 0 и согласно
первому началу термодинамики (1.53) работа 1ад равна увеличению энталь-
пии газа в цилиндре

lad := *2 hi	(1’57)

где и г 2 — энтальпии газа, поступающего в цилиндр и выходящего
из него.

В холодильнике же энтальпия уменьшается на количество тепла qu
отводимого от газа; если на пути из цилиндра в холодильник отсутствуют
потери тепла, то

<7i = *2 —(1-58)
где i" — энтальпия газа у выхода из холодильника.

При охлаждении идеального газа до начальной температуры tl имеем
Iм = ц. Следовательно,

<?i = — 4 = ср — Л) = 1ад.	(1.59)

Таким образом, идеальный газ теряет в холодильнике всю энергию,
затраченную в адиабатическом цикле, и она в виде отбросного тепла
отводится с охлаждающей водой.

Для реального газа равенство между работой в адиабатическом цикле
и отводимым в холодильнике теплом нарушается. В области низких и сред-
них давлений при газах с высокой критической температурой Z" <jZx
и количество тепла, отводимого в холодильнике, может оказаться сущест-
венно большим, чем величина работы в адиабатическом цикле. В области
высоких и очень высоких давлений Z" >> и работа в цикле превышает
количество отводимого тепла, а часть израсходованной энергии уходит
с охлажденным газом.

4.	ПРИМЕНЕНИЕ ДИАГРАММ s, Т и s, I

В РАСЧЕТАХ КОМПРЕССОРА

Для определения одних параметров состояния газа по другим, а также
для их нахождения в термодинамических процессах применяются s, Т
и s, Z-диаграммы, на горизонтальной оси которых отложена удельная
энтропия s, а на вертикальной — абсолютная температура Т или удель-
ная энтальпия £. Особенно нужны s, Т и s, /-диаграммы для расчетов при
реальных газах.
В s, 7-диаграммах (рис. 1.11) кроме основной сетки, образованной
линиями s = const и 7 = const, нанесены изобары р — const, изохоры
v — const (на рисунке не показаны) и кривые постоянной энтальпии
i = const. В диаграммах, распространяющихся на область температур
ниже критической (ниже точки К), наносят граничную кривую, под которой
лежит область влажного пара. В этой области зависимость между пара-
метрами состояния выражается иными уравнениями, чем для сухого пара
или газа.

Для идеального газа линии i — const на s, 7-диаграмме параллельны
линиям 7 = const, так как величина удельной энтальпии зависит только

от температуры. У реального газа величина удельной энтальпии, как
известно, зависит и от давления, причем так, что в области относительно
низких давлений, где коэффициент сжимаемости | <« 1, кривые i — const
с ростом давления (уменьшением энтропии) отклоняются от горизонтали
вверх, т. е. в сторону более высоких температур, а в области относительно
высоких давлений при g £> 1 отклоняются вниз. Линию, разграничиваю-
щую эти области и определяющую на кривых i = const точку М, где
В = 1, называют кривой инверсии. Следовательно, на кривой
инверсии параметры реального газа подчиняются уравнению состояния
Идеального: pv — RT.

По i = const, как известно, протекает процесс дросселирования при
отсутствии теплообмена. В зависимости от того, находится ли точка состоя-
ния газа на s, 7-диаграмме слева или справа от кривой инверсии, дроссе-
лирование сопровождается ростом или снижением температуры. Величину
изменения температуры определяют непосредственно по диаграмме. Так,
при дросселирований от начального давления pt до конечного р2 справа
от кривой инверсии температура газа снижается на Д7 = Tt — Т.г.
С ростом температуры газа кривая инверсии уходит вправо, причем на-
столько, что при значениях, превышающих 7 9Ткр, дросселирование
всегда сопровождается повышением температуры, которое при низких
давлениях крайне мало. К расчетам изменения температуры при дроссе-
30
лировании приходится часто прибегать и, в частности, при регулировании
производительности компрессора перепуском сжатого газа.

Как следует из определения энтропии, при элементарном изменении
состояния газа ds = Элементарное количество тепла dq, подводимого
к газу или отводимого от него в любом термодинамическом процессе,
выражается произведением абсолютной температуры Т на приращение
энтропии ds, т. е. dq = Tds.

Следовательно, в $, Т-диаграмме величина dq изображается элемен-

S2

тарной площадкой высотой Т и шириной ds. Площадь J Tds, лежащая

под линией процесса, ограниченная
двумя крайними ординатами и прости-
рающаяся до абсолютного нуля, выра-
жает удельное количество тепла q, со-
общенного газу или отведенного от него
в процессе изменения состояния. С под-
водом тепла энтропия газа возрастает,
с отводом — убывает.

Изотермический процесс сжатия изо-
бражен отрезком горизонгали 1—2
между изобарами начального и конеч-
ного давлений и р2 (рис. 1.12). Пло-
щадь диаграммы под отрезком 1—2
выражает количество тепла q, отводи-
мого в изотермическом процессе.

В адиабатическом процессе без тре-
ния или при теплоотводе, компенси-
рующем трение, приращение энтропии

ds =	= 0.

Поэтому в s, Т-диаграмме линия адиабатического процесса изображается
отрезком вертикали 1—2'. Ее верхняя точка, расположенная на пересе-
чении с изобарой р2, определяет температуру Т2 и удельный объем газа
v2 в конце процесса.

Политропический процесс изображается в s, Т-диаграмме наклонной
кривой, направление которой зависит от величины показателя политропы.
Если процесс сжатия протекает с отводом тепла, то политропа проходит
слева от адиабаты (кривая 1—2"), а с подводом тепла — справа (кри-
вая 1—2W). Сжатие газа с подводом тепла возможно только при темпе-
ратуре стенок цилиндра выше температуры газа.

Количество тепла, отводимого в холодильнике от 1 кг газа, охлаждае-
мого до температуры всасывания, выражается в s, Т-диаграмме площадью,
расположенной под отрезком изобары р2 между изотермами Т2 и Тг,
соответствующим температурам газа при входе в холодильник и выходе
из него.

Для идеального газа количество тепла, отводимого от цилиндра (q)
и холодильника (qj при охлаждении до начальной температуры Ть равно
работе в цикле компрессора. В изотермическом процессе I = q и работа
выражается площадью под изотермой. В адиабатическом цикле работа
равна количеству тепла ql9 выделяемого в холодильнике, и выражается
площадью под изобарой р2 на участке 2'—2. В политропическом цикле
она выражается суммой количеств тепла (5 q = q + ?i), отводимого
в цилиндре и холодильнике, но в случае подвода в цилиндре величина qt
отрицательна.

Для реального газа зависимость между суммарно отводимым теплом
и работой, затрачиваемой в цикле компрессора, определяется уравнением

=	(1.60)

в котором i" + ii, так как в отличие от идеального газа при полном
охлаждении в холодильнике до температуры Т" = 7\ энтальпия охлаж-
денного газа I" не равна энтальпии всасываемого газа /х.

Рис. 1.13. Тепло и работа в s, Т-диаграмме для реального газа:
а и б — изотермическое сжатие; виг — адиабатическое сжатие

В изотермическом цикле

lua=q + (i"— А).

(1.61)

причем q = (sx — s2) 7, а величина (Г — /г) положительна, если с уве-
личением давления при Т = const энтальпия возрастает (рис. 1.13, а),
и отрицательна, если она снижается (рис. 1.13, б).

В адиабатическом цикле

lad == h — 4 =• + (** — h)>	(1-62)
причем s, Т-диаграмме работа определяется площадью под изобарой р2
на участке между кривыми /2 и (рис. 1.13, в и г). Тепло, отводимое
в холодильнике, также определяется площадью под изобарой р2, но на
участке между Т2 и Т" — Т\ (или между /2 и /"). Площадь 3—3'—3"—3"’,

выражающая положительную или отрицательную величину разности
I— i19 определяет избыток или недостаток работы, затрачиваемой в цикле,
над количеством тепла, отводимого в холодильнике. На участке s, Т-

диаграммы, где у кривых i = const наклон положителен, избыток работы
также положителен (рис. 1.13, в), а при отрицательном наклоне — отри-

цателен (рис. 1.13, г).

Это правило относится и к политропиче-
скому процессу. Значит, в общем случае
для процессов, протекающих при высоких
давлениях и температурах (левее и выше
кривой инверсии в $, Т-диаграмме), затра-
ченная работа больше тепла, отводимого
суммарно от газа в цилиндре и холодиль-
нике, а для процессов, протекающих при
низких давлениях и температурах (правее
и ниже кривой инверсии), она меньше.

В s, /-диаграмме (рис. 1.14), как и в
$, Т-диаграмме, линия адиабаты изобра-
жается вертикалью (начало в точке р19 t19
окончание при пересечении с кривой р2).
Конечная точка вертикали определяет
конечную температуру адиабатического

Рис. 1.14. Процесс адиабатического
сжатия в s, /-диаграмме

процесса.

s, /-диаграммами удобно пользоваться для вычисления работы в адиа-
батическом цикле реального газа. Ее находят по значениям /х и /г в начале
и конце процесса сжатия. Согласно (1.57)

lad — ^2	*!•

По конечной температуре в процессе адиабатического сжатия реаль-
ного газа, определяемой по s, Т- или s, /-диаграммам, можно вычислить
величину kT для газов, не указанных в табл. 1.2. Из выражения (1.41)

!g^_
К Pi



(1.63)

Pl 11

Зная kT, можно по формуле (1.45) определить величину работы
в адиабатическом цикле более точно, чем по формуле (1.57), так как
погрешность в величине Т2 по диаграмме не так сильно влияет на ре-
зультат, как погрешность в величинах it и /2.

s, /-диаграммами пользуются также в расчетах количества тепла,
отводимого от реального газа в холодильнике после очередной ступени
компрессора. По формуле (1.56) удельное количество тепла

<71 = i' — i",

где /' и /" — энтальпии газа при давлении в холодильнике и температурах
на входе и выходе из него.

2 М. И. Фр енкель

33
5.	ЗАВИСИМОСТЬ РАБОТЫ

ОТ ВЕЛИЧИНЫ НАЧАЛЬНОГО ДАВЛЕНИЯ

У компрессоров для воздуха или для газов, поступающих при давле-
нии, равном атмосферному, величина начального давления зависит от
высоты установки компрессора над уровнем моря (рис. 1.15), а также
от колебаний барометрического давления, достигающих 2,5% его сред-

Рис. 1.15. Изменение параметров атмосфер-
ного воздуха в зависимости от высоты над
уровнем моря (номинальные значения при
Н = 0 км; ро = 101,3 кн/м2; t0 = 20° С; р0 =
= 1,218 кг/м3)

него значения.

У дожимающих и циркуляци-
онных компрессоров начальное
давление мало зависит от атмосфер-
ного, но в ряде случаев по усло-
виям производства изменяется
в широких пределах.

Из сопоставления теоретиче-
ских диаграмм одноступенчатого
компрессора, приведенных на рис.
1.16, видно, что если отношение
давлений было мало (диаграмма /),
то снижение начального давления
первоначально увеличивает вели-
чину затрачиваемой в цикле ра-
боты (диаграмма //), но затем
уменьшает (диаграмма ///).

Пользуясь выражением (1.51),
находим отношение давлений,
определяющее при переменном на-

чальном давлении максимальную работу в политропическом цикле. При-

равнивая

нулю производную L по р1г имеем

или

1 „ 17

~dpT~i^

п

— 1

= 0

(1	/1—1	\

А р2 -PiJ=O.

Рис. 1.16. Влияние начального давления на величину
затрачиваемой работы

п—1

п

— 1=0

Тогда

и, окончательно,

8=-^- = ПП~Х
Р1

где 8 — отношение давлений.

(1.64)
Максимуму работы соответствует:
в адиабатическом цикле (k = 1,4)

1,4 •
е = 1,4м-1 = 3,24;

в политропическом цикле (п — 1, 2)

1,2

е = 1.21-2-1 = .2,99;

в изотермическом цикле (и = 1)

е=(п"=1Ц1 = е = 2,718,

т. е. работа максимальна при отношении давлений, равном числу е —
основанию натуральных логарифмов.

В действительном цикле вследствие наличия мертвого пространства
снижение начального давления сопровождается уменьшением объема вса-
сываемого газа. Поэтому максимум работы находится при меньших зна-
чениях е, чем в теоретическом цикле. Так, при относительном мертвом
пространстве а = 0,1 и адиабатическом сжатии и расширении (k = 1,4)
максимуму работы соответствует г = 2,69, а при изотермическом
е = 2,22.

Практически, при начальном значении 8 <2,6ч-2,8 снижение давле-
ния всасывания вызывает увеличение потребляемой мощности, а при
в > 2,6ч-2,8 — ее уменьшение.
Глава

ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ СТУПЕНИ

Рис. II. 1. Индикаторная диаграмма:

I — I — давление перед всасывающим клапаном;
II — II —давление за нагнетательным клапаном

1.	ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА

Действительный цикл изображается индикаторной диаграммой, которая
показывает изменение давления газа в цилиндре по ходу поршня или, что
то же самое, величину давления при изменении объема рабочей полости
цилиндра.

На индикаторной диаграмме (рис. II.1) точка а соответствует оконча-
нию закрытия всасывающего клапана, точка b — началу открытия нагне-
тательного, точка с — окончанию
закрытия нагнетательного клапа-
на, а точка d — началу открытия
всасывающего клапана. Линия da
изображает процесс всасывания,
ab — процесс сжатия, Ьс — про-
цесс нагнетания и cd — процесс
расширения газа, оставшегося
к концу нагнетания в мертвом про-
странстве — части полости цилин-
дра, которая расположена за пре-
делами описываемого поршнем ра-
бочего объема. Мертвое простран-
ство находится главным образом
в клапанах и каналах к ним,
а также в небольшом зазоре ме-
жду поршнем и крышкой. Расши-
рение газа, находящегося в мерт-
вом пространстве, уменьшает объем
всасывания. Поэтому мертвое про-
странство называют также вред-
ным.

Форма индикаторной диаграммы отражает влияние клапанов на тече-
ние процессов всасывания и нагнетания, колебания давления в патруб-
ках цилиндра, утечки газа и теплообмена между газом и стенками
цилиндра.

ВЛИЯНИЕ КЛАПАНОВ

В современных компрессорах вместо распределительных устройств
принудительного действия, применявшихся ранее, служат самодействую-
щие клапаны, которые открываются давлением газа в направлении потока,
а с прекращением потока закрываются под действием пружины.

Всасывающий клапан открывается в конце расширения газа, оставше-
гося в мертвом пространстве, когда давление в цилиндре снижается
до величины несколько меньшей, чем во всасывающем патрубке. В резуль-
36
Рис. II.2. Индикаторные диаграммы
при запаздывании закрытия всасываю-
щего (а) и нагнетательного (б) клапа-
нов (штриховыми линиями показаны
диаграммы при исправно действующих
клапанах)

большей части хода всасывания

тате этого возникает избыток давления на пластину, который, преодолевая
силу пружины и инерцию пластины, открывает клапан. Нагнетательный
клапан открывается в конце сжатия, когда давление в цилиндре становится
несколько выше давления в нагнетательном патрубке.

Самодействующие клапаны открываются без предварения. Открытие
происходит также без большого запаздывания, причем при работе ком-
прессора на переменном режиме начало открытия клапана изменяется
соответственно давлениям всасывания или нагнетания.

Распределительные органы принудительного действия таким преиму-
ществом не обладают. Начало открытия у них фиксировано. Поэтому при
изменении отношения давлений всасывание и нагнетание начинаются
несвоевременно.

На индикаторной диаграмме это
отражается скачком давления вверх или
вниз в конце сжатия и расширения
тем большим, чем больше отклоняется
новое отношение давлений от задан-
ного.

Давление в рабочей полости во вре-
мя всасывания и нагнетания отличается
от давлений в патрубках цилиндра на
величину потерь в клапанах. В начале
открытия всасывающего клапана щель
еще мала и вследствие вызванного этим
повышенного сопротивления клапана
происходит значительное снижение дав-
ления (до точки Л4 г). Аналогично этому
в начале нагнетания давление повы-
шается (до точки Л12). Наблюдающееся
иногда прилипание пластины клапана
к седлу задерживает начало его откры-
тия, усиливая еще более эти отклоне-
ния в форме диаграммы.

Правильно действующие клапаны на

или нагнетания полностью открыты. Но и при этом условии величина
потери давления в клапане непостоянна, так как скорость газа в нем
изменяется, следуя переменной скорости поршня.

Таким образом, даже при постоянных давлениях в патрубках
цилиндра и открывающихся мгновенно и полностью клапанах линии
всасывания и нагнетания индикаторной диаграммы отклоняются от гори-
зонтальных прямых в теоретическом цикле.

Давление потока газа на пластину иногда недостаточно для удержания
клапана полностью открытым. В этом случае пластина, находящаяся
между седлом и ограничителем подъема, оказывается в режиме автоколе-
бательного движения, и тогда переменное сопротивление клапана отра-
жается на индикаторной диаграмме в виде колебаний давления всасы-
вания или нагнетания.

Клапан должен закрываться в мертвой точке. При слабой пружине
закрытие запаздывает и вследствие этого кривые сжатия и расширения
смещаются на диаграмме в направлении хода поршня (рис. II.2). При
излишне сильной пружине клапан закрывается преждевременно; сжатие
начинается при пониженном, а расширение при повышенном давлениях.
Эти отклонения заметны на диаграмме, особенно при низком давлении
газа.
КОЛЕБАНИЕ ДАВЛЕНИЯ В ПАТРУБКАХ ЦИЛИНДРА

Колебание давления в патрубках цилиндра вызывается пульсирующим
характером потока газа в трубопроводах. В случае резонанса это коле-
бание усиливается, достигая наибольшей величины. В многоступенчатых
компрессорах нагнетание газа в межступенчатое пространство из преды-
дущей ступени и всасывание его следующей ступенью могут происходить

g) р.*»/»2
вмт	нмт	вмт

Рис. 11.3. Индикаторные диаграммы, развернутые по углу поворота кривошипа:

1 — давление во всасывающем патрубке; 2 и 3 — в полостях цилиндра; 4 — в нагнетательном
патрубке

разновременно. Вызываемое этим периодическое изменение количества газа
в межступенчатом пространстве тоже служит причиной колебания давле-
ния в патрубках цилиндра.

Во время всасывания и нагнетания колебание давления в патрубках
распространяется через клапаны на полость цилиндра, что хорошо видно
при наложении развернутых по углу поворота кривошипа индикаторных
диаграмм полости и патрубков цилиндра (рис. II.3). Кривые давления во
всасывающем и нагнетательном патрубках, приведенные на рис. II.3, а и в
38
в увеличенном масштабе, сопоставлены на рис. П.З, б с кривыми давле-
ния в рабочих полостях цилиндра двойного действия х. Они наглядно
показывают влияние колебания давления в патрубках на течение про-
цессов всасывания и нагнетания.

На индикаторных диаграммах (рис. II.1 и П.З) нанесены номиналь-

ные давления всасывания рвс и нагнетания рн, представляющие величину
среднего интегрального по времени давления в патрубках цилиндра.
Эти номинальные давления соответствуют показаниям манометров с инер-
цией, достаточной, чтобы не реагировать на колебание давления. В прак-
тических расчетах вместо переменных по величине действительных давле-
ний всасывания и нагнетания приходится пользоваться номинальными,

учитывая возможные отклонения.

В качестве номинальных можно принимать давления не только в пат-
рубках цилиндра. В компрессоре, всасывающем воздух непосредственно
из атмосферы, номинальным давлением всасывания первой ступени удобно
считать атмосферное давление. Для всех ступеней многоступенчатого
компрессора, кроме последней, в качестве номинального давления нагне-
тания целесообразно принимать среднее давление во всасывающем патрубке
у цилиндра следующей ступени, полагая номинальное давление нагнета-
ния предыдущей ступени равным номинальному давлению всасывания
следующей. Наконец, номинальное давление нагнетания последней сту-
пени часто может быть принято равным среднему давлению в ресивере —
сборнике газа, устанавливаемом за компрессором. Место определения
номинального давления должно быть указано, так как разность между
номинальными и действительными давлениями в полости цилиндра опре-
деляет потерю давления либр только во всасывающем или нагнетатель-
ном клапанах, либо, кроме того, в примыкающих к цилиндрам участках
коммуникации, фильтре на входе в компрессор, трубопроводах и аппа-

ратах.

Колебание давления во всасываю-
щем патрубке отражается на наполне-
нии цилиндра тем больше, чем выше
или ниже оказывается давление к концу
всасывания. Амплитуда колебания дав-
ления в патрубках в отдельных случаях
достигает 25% номинального давления,
а влияние таких колебаний весьма ве-
лико.

ВЛИЯНИЕ УТЕЧКИ ГАЗА

При утечке газа из полости цилин-
дра, возникающей вследствие неплотно-
сти всасывающего клапана, поршневых
колец или сальника, кривая сжатия
располагается на диаграмме положе,
а кривая расширения круче нормаль-
ной (рис. II.4, а). При этом величина
кажущегося показателя политропы сжа-

Рис. II.4. Изменение индикаторных
диаграмм под влиянием перетечек:
а — неплотность всасывающего клапа-
на; б — неплотность нагнетательного
клапана (штриховыми линиями пока-
заны диаграммы при плотных клапа-
нах)

тия ниже, а расширения выше истинного значения при отсутствии утечки.
Напротив, при утечке газа в полость цилиндра через нагнетательный

1 Диаграммы рис. П.З получены индицированием I ступени компрессора производи-
тельностью 1,67 мЧсек при частоте вращения 2,78 сект1. Амплитуда колебания давления
в патрубках цилиндра при этой сравнительно невысокой частоте вращения оказалась весьма
большой.
клапан или неплотный поршень со стороны смежного цилиндра более
высокого давления кривая сжатия круче, а кривая расширения положе
(рис. II.4, б). При этом кажущийся показатель политропы сжатия выше
и расширения ниже истинных значений в исправном компрессоре.

Запаздывание закрытия клапана, наблюдаемое при слабой пружине,
прилипании пластины к ограничителю подъема или при заедании, также
вызывает утечку газа (рис. II.2). Утечку, вызываемую неплотностью
клапана, называют статической, а запаздыванием закрытия —
динамической.

ВЛИЯНИЕ ТЕПЛООБМЕНА

Рис. II.5. Кривые сжатия и расширения
в сопоставлении с эквивалентными поли-
тропами (адиабатами) и политропами ко-
нечных параметров

Температура стенок цилиндра и поршня вследствие их тепловой инер-
ции оказывается промежуточной между температурами всасываемого и на-
гнетаемого газа. Поэтому при всасывании газ, проходя по каналам и вдоль
стенок цилиндра, несколько нагревается. Но к началу сжатия температура
газа все же ниже температуры стенок цилиндра и в особенности стенок
поршня. Поэтому начало сжатия происходит с подводом тепла к газу,
т. е. при показателе политропы большем, чем показатель адиабаты.
В процессе сжатия температура газа растет, а разность температур газа
и стенок, постепенно уменьшаясь,
становится в некоторый момент вре-
мени равной нулю и далее меняет
свой знак. Температура газа оказы-
вается выше температуры стенок и
он начинает отдавать тепло стенкам.
В результате теплообмена между га-
зом и стенками показатель политропы
изменяется от п > k в начале сжа-
тия до п <5 k в конце сжатия (рис.
II.5).

В период нагнетания отдача тепла
от газа стенкам продолжается. Рас-
ширение начинается при температуре
несколько более низкой, чем темпе-
ратура конца сжатия, но происхо-

дит все еще с отдачей тепла при п > k, пока температура газа не достиг-
нет температуры стенок. Дальнейшее расширение газа сопровождается
нарастающим подводом тепла от стенок, и процесс протекает при все
уменьшающемся значении п < k.

Индикаторная диаграмма, изображая цикл в координатах р, 7, не отра-
жает в явном виде изменения температуры газа и направлений теплового
потока, но они могут быть наглядно показаны в s, Т-диаграмме.

Две диаграммы, построенные на рис. II.6 в осях s, Т по данным Коль-
мана[125], принадлежат второй ступени небольшого двухступенчатого воз-
душного компрессора и соответствуют частотам 2,72 и 1,05 сеят1. Рабочий
объем цилиндра Vh = 2,21 дм3. Исследования проведены при темпера-
турах охлаждающей воды на входе 8,8 и на выходе 18,1° G.

Диаграмма (рис.II.6, а) показывает, что при всасывании (линия dd)
и сжатии (линия ab) до 0,5 Мн!м2 воздух отнимает тепло от стенок,
но затем особенно после 0,9 Мн/м2 начинает его отдавать. В результате
конечная температура воздуха оказывается 185 вместо 217° С при адиаба-
тическом сжатии. Нагнетание (линия Ьс) сопровождается снижением тем-
пературы со 185 до 147° С. В процессе расширения (линия cd) до 1,7 Мн!м2
оставшийся воздух интенсивно отдает тепло и охлаждается до 97 вместо
127° G, как это было бы при адиабатическом расширении. Дальнейшее
расширение до точки d сопровождается подводом тепла от стенок
к воздуху.

Температура, при которой тепловой поток меняет направление, ока-
залась при расширении выше, чем при сжатии (97 и 60° С). Причина
в том, что стенки неодинаково нагреты по длине цилиндра, и у конца его,
где происходит расширение газа, имеют более высокую температуру.

Из сопоставления диаграмм на рис. И.б, а и б можно установить
тенденцию: с повышением частоты вращения процессы сжатия и расши-
рения приближаются к адиабатическим, а расстояние между кривыми,
представляющими их в s, Т-диаграмме, уменьшается. Следовательно,
с повышением частоты вращения влияние теплообмена проявляется слабее.

Рис. II.6. Процессы сжатия и расширения в s, Т-диаграмме при частоте
вращения 2,72 сек"1 (а) и 1,05 сек"1 (6)

Теплообмен между газом и стенками зависит также от размеров ци-
линдров. При подобии геометрических форм, как известно, поверхность
цилиндров пропорциональна квадрату, а объем — кубу диаметра. Поэтому
на единицу объема цилиндра у малых компрессоров приходится большая
теплопередающая поверхность и теплообмен проявляется у них сильнее,
чем у больших.

В современных многооборотных крупных компрессорах теплообмен
сказывается слабо, и процессы сжатия и расширения протекают по кри-
вым, близким к адиабатам.

Важно отметить, что площадь, заключенная в s, Т-диаграмме между
кривыми процессов сжатия и расширения, представляет вызванную тепло-
обменом потерю работы, приходящуюся на каждый килограмм газа, кото-
рый остается в мертвом пространстве цилиндра и участвует в круговом
процессе abed (рис. II.6, а и б). Следовательно, мертвое пространство
снижает экономичность компрессора. Оно не отражается на удельном
расходе индикаторной работы лишь при непременном условии, что пло-
щадь abed равна нулю.
Такое условие соблюдается при сжатии и расширении по адиабатам,

если нагнетание не сопровождается охлаждением газа, т. е. если темпе-
ратуры в начале расширения и в конце сжатия одинаковы. Отметим, что
отвод тепла от газа в процессе нагнетания увеличивает площадь abed

и, следовательно, затрату энергии.

Кроме прямого влияния на затрату энергии, определяемого по s, Т-
диаграмме, приходится учитывать и косвенную, связанную с необходи-
мостью увеличения размеров цилиндра при большом мертвом простран-
стве. При этом снижается механический к. п. д., так как увеличиваются

потери от трения в цилиндре и механизме движения.

Кривая изменения температуры воздуха в полости цилиндра, получен-
ная при 2,72 сек'1, сопоставлена на рис. II.7 с индикаторной диаграммой,

ь

развернутой по ходу поршня.
График дает представление
об изменении температуры
в различных фазах цикла и

показывает, что при малых
частотах вращения средняя

температура нагнетаемого га-
за существенно ниже темпе-
ратуры в конце сжатия.

Вода, охлаждающая стен-
ки цилиндра, уносит с собой

Рис. II.7. Изменение температуры и давления газа	9 Р Д

по ходу поршня при частоте вращения 2,72 сек'1. в различных процессах, глав-
ным образом в процессе на-
гнетания, а также тепло трения. Но она отводит много тепла не только

от рабочей полости цилиндра, но и от нагнетательного патрубка, так как
в нем протекает горячий газ. Поэтому суммарное количество тепла, уно-
симого водою, намного больше, чем отводится от газа в процессе сжатия.

Существенно и то, что вследствие тепловой инерции стенок поток тепла
от стенок цилиндра к охлаждающей воде стабилен, а теплообмен между

газом и стенками цилиндра изменяется даже по знаку — значительная
часть тепла, передаваемого стенкам, не переходит к охлаждающей воде,

а возвращается к газу.

Таким образом, количество тепла, уносимого охлаждающей водой,
не выражает величины q в термодинамической зависимости для политро-
пического процесса (1.55) и, следовательно, не определяет величины
показателя политропы сжатия.

Для анализа индикаторной диаграммы точки 1 и 2 политропы сжатия
и точки 3 и 4 политропы расширения можно соединить теоретическими
политропами, показатель которых постоянен (рис. II.5). Будем их назы-
вать политропами конечных параметров. Зная зна-
чения показателя политропы конечных параметров, легко вычислить пара-
метры газа в конце сжатия и расширения.

Действительные кривые сжатия и расширения, как это видно из
рис. II.5, проходят снаружи контура, замыкаемого политропами конеч-
ных параметров, и охватывают диаграмму большей площади. Следова-
тельно, знакопеременный теплообмен, протекающий в процессах сжатия
и расширения, увеличивает индикаторную работу. Для вычисления вели-
чины индикаторной работы удобнее всего пользоваться эквивалент-
ными политропами, которые проведены из точек 1 и 3 (рис. II.5)
и направлены так, что срезываемые и добавляемые ими площадки взаимно
компенсируют друг друга. В расчетах компрессоров эквивалентные
политропы сжатия и расширения можно считать адиабатами.
2.	КОЭФФИЦИЕНТ НАПОЛНЕНИЯ

Коэффициент наполнения представляет собой отношение объема
всасываемого газа к рабочему объему цилиндра

у

=	(П.1)

где Vec — объем всасываемого газа при номинальном давлении рвс и номи-
нальной температуре Твс во всасывающем патрубке цилиндра, ж3; Vh =
= FS — рабочий объем цилиндра, м3; F — площадь поршня, м2; S —
ход поршня, м.

Часть рабочего объема цилиндра, равная разности ДУ' = V4 — VM
(рис. II.1), остается не использованной из-за расширения газа из мерт-
вого пространства. Она представляет собой потерю рабочего объема. Если
допустить, что в процессе всасывания давление в цилиндре равно номи-
нальному рвс и подвод тепла отсутствует, то объем поступающего в цилиндр
газа составляет Vec = yh — Ду\ Отношение объемов Vec и Vh, отражаю-
щее влияние мертвого пространства на наполнение цилиндра, называется
объемным коэффициентом, обозначаемым

у*

=	(П.2)

Давление газа ра в конце всасывания, как правило, ниже номиналь-
ного давления рвс. Давление рвс достигается лишь по ходу сжатия в точке 1,
причем AV” = Vec — V"ec составляет вторую потерю рабочего объема.

Отношение объемов VL и Vec, обозначаемое и отражающее влияние
давления в конце всасывания на наполнение цилиндра, называется коэф-
фициентом давления

Произведение коэффициента давления на объемный коэффициент обо-
значается кдс и называется коэффициентом всасывания

=	(П.4)

Этот коэффициент может быть определен непосредственно из индикаторной
диаграммы как отношение Vec  Vh.

Объем Vec представляет собой кажущийся объем всасываемого газа.
Он всегда больше объема Vec, определяемого по состоянию во всасываю-
щем патрубке, так как газ, поступающий в цилиндр и расширившийся
из мертвого пространства, во время всасывания нагревается. Кроме того,
при всасывании происходит некоторое дросселирование газа, а после-
дующее увеличение его давления до первоначального также сопровож-
дается заметным повышением температуры. Отношение объемов Vec и Vec,
отражающее влияние всех этих тепловых явлений на наполнение цилиндра,
называется тепловым коэффициентом и обозначается

=	(П.5)

"вс

Учитывая зависимость (II. 1) и выражения для и %г, находим

=	(II.6)
объемный коэффициент

Величина Увс (рис. II. 1) равна разности
v'ec = уц- v4,
где Уц — Vh + VM — объем цилиндра; VM — объем мертвого простран-
ства; У4 — объем газа после расширения из мертвого пространства до
давления рвс.

Для идеального газа объем
1 1

где рс — давление в конце нагнетания, приближенно равное номиналь-
ному давлению нагнетания рн\ п — показатель политропы конечных пара-
метров в процессе расширения.

Обозначим отношение номинальных давлений

тогда
1
1/4 = умъп .

Таким образом,
1	_1_	г / 1 \п

vh+VM-VMen = VfI-VM[en - 1) = vjl -Де" - ljj,

VM

где а = -----относительное мертвое пространство.

Подставив этот результат в выражение (II.2), получаем формулу объем-
ного коэффициента для идеального газа

/ 1 \

1— а[еп — 1).	(II.7)

В средних и крупных компрессорах при радиальном расположении
всасывающих и нагнетательных клапанов на боковых стенках цилиндров
относительное мертвое пространство ступеней низкого давления нахо-
дится в пределах 6—12%, а у ступеней высокого давления достигает 12—
18%. При клапанах, расположенных в крышке цилиндра, мертвое про-
странство значительно меньше, чем при клапанах, размещенных на боковой
поверхности. Устройством комбинированных клапанов (всасывающий
и нагнетательный клапан в общем узле), размещенных в крышке цилиндра,
можно уменьшить мертвое пространство до 5—8%.

Если диаметры цилиндров равны и абсолютные мертвые пространства
одинаковы, то относительные мертвые пространства оказываются боль-
шими у компрессоров с коротким ходом поршня.

При отсутствии сжатия, когда давление нагнетания равно давлению
всасывания (е — 1), объемный коэффициент — I. G увеличением е объем-
ный коэффициент уменьшается и, когда весь газ, сжатый в цилиндре до
давления нагнетания, умещается в мертвом пространстве, достигает
нуля. На индикаторной диаграмме концы линий сжатия и расширения
совпадают (рис. II.8) и компрессор прекращает нагнетание, а следова-
тельно, и всасывание.

Значение е, при котором это происходит, легко определить из условия
/ 1 \

/ч, - 1— а[&п — 1/ = 0,
откуда

»=(4 + 0”-

(П.8)

Если принять, например, а = 0,1, а показатели политропы конечных
параметров в процессе расширения положить равными п = 1,0; 1,2 и 1,4,
то предельные значения е, при которых прекращается подача газа, равны
соответственно 11.0; 17.8 и 28,7.

При высоких отношениях давлений объемный коэффициент получается
низким, и чтобы улучшить использование рабочего объема цилиндра,
максимально уменьшают мертвое пространство. Конструктивно это тре-
бует сужения проходных сечений клапанов и подводящих к ним каналов,

что вызывает повышение скорости газа
и излишнюю потерю энергии.

Показатель политропы конечных
параметров п в процессе расширения,
как правило, ниже, чем в процессе сжа-
тия. Причина в том, что геометрическая
форма полости, образующей в цилин-
дре мертвое пространство, отличается
большим отношением поверхности
к объему, а это способствует нагреву
расширяющегося газа. К тому же тем-
пература стенок цилиндра, различная
вдоль его оси, наиболее высока в конце
цилиндра, у крышки. Тщательное ох-
лаждение цилиндра и прежде всего его
крышки увеличивает показатель поли-
тропы расширения, повышая объемный
коэффициент.

В многоступенчатом компрессоре
массовая производительность различ-
ных ступеней в большинстве случаев
почти одинакова, но поверхность теп-
лообмена у цилиндров низкого давления
больше, чем у высокого. Повышение
коэффициента теплоотдачи, наблюдае-

Рис. II.8. Уменьшение объема всасы-
ваемого газа при увеличении отноше-
ния давлений

мое с увеличением давления, не компенсирует уменьшения поверхности
теплообмена. По этой причине показатель политропы расширения увели-
чивается с ростом давления, приближаясь у ступеней высокого давления
к показателю адиабаты.

Как правило, при двухатомных газах показатель политропы расши-
рения на ступенях низкого давления п = 1,2 — 1,25, среднего — и —
= 1,25 — 1,35 и высокого — п = 1,30 — 1,40. Значения п растут с уве-
личением диаметра цилиндра, частоты вращения и относительного объема
мертвого пространства.

Для различных компрессоров, кроме машин самой малой производи-
тельности, ориентировочные значения п приведены в табл. II. 1 в зависи-
мости от давления всасывания ступени и показателя адиабаты газа k.

Значение объемного коэффициента по формуле (II.7) для идеального
газа можно найти, пользуясь номограммой рис. II.9. При известных Кр
и по той же номограмме находится коэффициент наполнения

Объемный коэффициент для реального газа определяют с учетом его
сжимаемости. Обозначим коэффициенты сжимаемости в начале расшире-
ния через и конце расширения через Тогда

Рс^м _
1сТс ~	•
Следовательно, объем газа, расширившегося из мертвого пространства,

Учитывая, что = рвс и допуская, что в начале расширения давление
газа в цилиндре равно номинальному давлению нагнетания и темпера-
тура газа не отличается от температуры в нагнетательном патрубке, т. е.,
что рс = рн. Тс = Тн и, следовательно,	находим

Таблица II. 1	у 	 у	. рн  Показатель политропы конечных параметров	4	|н	Тн рвс  в процессе расширения			
	Значения п		V-л
Давление всасыва- ния рвс, Мн/м*	при любом k	при A>=1,4	Ph	Th	пт  = 8 И	= 8	7 ,  Рвс	* 4
До 0,15  Свыше	0,15	до	0,4  »	0,4	»	1,0  »	1,0	»	3,0  »	3,0	1+0,5 (As—1)  1+0,62 (fe—1)  1+0,75 (ft—1)  1+0,88 (k—1) n=fe	1,2  1,25  1,3  1,35  1,4	где nT — показатель температур- ной политропы конечных параметров в процессе расширения.  Следовательно,  1  ъ«

Расширившийся газ занимает часть рабочего объема цилиндра
1 / 1

— VM = VM -I4- ъпт — VM = VM -ji- &nr — 1 .
\ g«	/

Остальная часть объема цилиндра, заполняемая вновь поступившим
газом,
/ 1 \

у;= vh-VM[^-enT - 1 .

Отсюда объемный коэффициент для реального газа

=	(П.9)

где величина 5* соответствует температуре Tt в конце расширения
'Г ____________________________ Тц

1 4 — пт—1"

Показатель пт рекомендуется выбирать равным п по табл. II. 1.

В ступенях высокого давления теплообмен между газом и стенками
цилиндра сказывается сравнительно слабо (Т4 я» Тдс, як %вс и пт я» kT)

и в этом случае

— 1

Ао — 1 — а

(11.10)

где 1вс и — коэффициенты сжимаемости при давлении и температуре
во всасывающем и нагнетательном патрубках; kT — температурный пока-
затель адиабаты, значения которого для ряда газов приведены в табл. 1.2.
Рис. 11.9. Номограмма для определения и Кн = Кр Кт
Объемный коэффициент, вычисленный с учетом сжимаемости реального
газа, может оказаться значительно выше или ниже, чем найденный по
формулам для идеального газа. Пониженные значения возможны только
при низких и средних давлениях реальных газов, имеющих высокую
критическую температуру (состояния газов правее кривой инверсии
в s, Т-диаграмме — рис. 1.11).

КОЭФФИЦИЕНТ ДАВЛЕНИЯ

Потерю объема ДУ" находим из соотношения

Уц — &У" ___ / ра \7ГГ __ /рвс —&ра

Уц \ Рвс )	\ Рвс /

где пг — показатель политропы в начале процесса сжатия.

Приближенно, при малом \ра (рис. II. 1).

_ДГ_ = 1 Ард
Уц “ «1 ‘ Рвс

Подставляем полученный результат в (II.3), принимая во внимание
(IL2) и учитывая, что

V ц~ Vh + VM (1 + ^)

где VM — объем мертвого пространства; а =	---его относительная

величина.

Тогда

Х„ = 1 —1+1.^-.	(П.П)

При а — 0,054-0,10, tii =5? 1,5 (для двухатомных газов) и = 0,84-0,9
находим

1 —(0,94-0,8)-^-,	(11.12)

Рвс

или, допуская погрешность, составляющую 10—20% малой величины Дра,
имеем

X 1 —	= Ра

&	Рвс Рвс

(11.13)

На величину кр влияют усилие пружины всасывающего клапана и коле-
бание давления во всасывающем трубопроводе.

При излишне сильной пружине клапан закрывается преждевременно,
давление к концу всасывания падает и, следовательно, коэффициент давле-
ния снижается.

Колебания давления играют тем большую роль, чем выше амплитуда,
но их влияние на величину Кр различно. Если всасывание завершается
в фазе повышенного давления, то конечное давление газа в цилиндре
близко к номинальному давлению рвс либо выше. В последнем случае
кр > 1. Индикаторные диаграммы на рис.П.З соответствуют случаю пре-
вышения давления ра в конце всасывания над номинальным давлением рвс.
При длинных трубопроводах превышение давления бывает настолько зна-
чительно, что производительность компрессора увеличивается на 10%
и бйлее. Однако возможны случаи, когда всасывание заканчивается в фазе
пониженного давления, и производительность снижается.

Заметное снижение может также произойти из-за недостаточности
проходных сечений всасывающих клапанов, но лишь при условии,
если скорости газа в них очень велики. Подробно этот вопрос рассматри-
вается в гл. VI.

Коэффициент давления I ступени компрессора, всасывающего при
атмосферном давлении, = 0,95-5-0,98, причем нижний предел соответ-
ствует клапанам малого сечения или с излишне сильными пружинами.
Для остальных ступеней многоступенчатого компрессора и первой дожи-
мающего, у котбрых давление всасывания выше и поэтому пружины не
вызывают заметного дросселирования, в расчетах допускают Кр = 1.

ТЕПЛОВОЙ КОЭФФИЦИЕНТ

Величина коэффициента зависит от двух обстоятельств: подвода
к газу тепла (AQec) во время всасывания и от затраты работы (ALec)
на проталкивание газа через всасывающий клапан, которая к моменту
выравнивания давлений по обе стороны клапана полностью переходит
в тепло. По достижении в конце всасывания номинального давления рвс
(точка /, рис. II.1) работа, представляющая собой потерю энергии в кла-
пане, преобразуется в сообщенное газу тепло. Таким образом, повышение
температуры газа, поступившего в цилиндр во время всасывания, опреде-
ляется подводом энергии &Qec + kLec.

При отсутствии мертвого пространства, в котором остается некоторое
количество газа, теоретическое повышение температуры газа

дт =	(И. 14)

вс твсср	'	'

где твс — масса всасываемого газа; ср — удельная теплоемкость газа при
постоянном давлении, дж!(кг • град). При этом теоретическая температура
в конце всасывания

Т\ = Твс	ДТ вс

определяет значение теплового коэффициента

\ =	= Tl-*Tec = j	_ _^Твс__	(Ц Д5)

7\	7\	7\	Твс

В действительном цикле вследствие наличия мертвого пространства
часть тепла, подводимого во время всасывания, воспринимает газ, расши-
рившийся из мертвого пространства, и температура 7\ в конце всасывания
(в точке /, рис. II. 1) находится из соотношения

т =	(П 1б)

1 mt + mec	'

где — масса газа, расширившегося из мертвого пространства; Г, —
температура газа в конце расширения (в точке 4).

В ряде случаев Т4 Твс. Нетрудно показать, что при таком условии

(11.17)

При неизменном подводе тепла различие температур Т\ и Т\
не отражается на точности формулы (11.15). Значение температуры зависит
от массы газа. Общее же увеличение объема газа не зависит от того,
подведено ли определенное количество тепла ко всему газу или только
к его части. Точно так же на величину не влияет смешение всасывае-
мого газа с расширившимся из мертвого пространства; независимо от раз-
личия температур того и другого объем смеси равен сумме первоначаль-
ных объемов.
Учитывая, что

АТ* = _AQ^+AL* = дг^ + дг;с>	(Ц 18)

nietfp

где

ДТ^=-^£- И ДТ*=~^-,
твссР	гпвсСр

представим тепловой коэффициент в виде произведения

л _ ,	^Твс	_ .	АУ*	АУвс

Т ~ 1	Твс	- 1	твс	твс

(	ду'	\ (	ду'	\	,	.

=s= 1-НЧ1------гЧ^т,	(П.19)

дт'

где = 1---------первый тепловой коэффициент,

‘ вс

учитывающий влияние непосредственного нагрева газа в цилиндре?

'	А7"®

Хг = 1-=-----второй тепловой коэффициент, учи-

1 вс

тывающий влияние потери работы на проталкивание газа через всасы-
вающий клапан.

Если для коэффициента теплоотдачи от газа к стенке принять такую же
зависимость от диаметра цилиндра D и плотности газа р, как при продоль-
ном течении в трубе, учесть соотношение между поверхностью цилиндра
и массой заключенного в нем газа и положить, что скорость газа, омываю-
щего стенки, пропорциональна средней скорости поршня сср, то для выра-
жения ДТ* можно предложить приближенную зависимость

✓ k_1	\

д7’"=-^>(^+<п-2°>

где D — диаметр цилиндра, м\ S — ход поршня, м; сср — средняя ско-
рость поршня, м/сек.', р — плотность газа, кг/м3.

При этом величина первого теплового коэффициента определяется
формулой

При неизменном -р- коэффициент %'т, как видно из формулы (11.21),
тем выше, чем больше диаметр цилиндра, плотность газа и средняя ско-
рость поршня. С увеличением же отношения при сохранении средней
скорости поршня и других величин коэффициент снижается.

Коэффициент Хт зависит от конструкции охлаждающей рубашки.
При снижении температуры охлаждающей воды увеличивается.

На нагрев всасываемого газа сильно влияет теплообмен с поршнем,
температура которого всегда значительно выше, чем у стенок цилиндра.
При дифференциальном поршне с цилиндрической поверхностью, омывае-
мой газом, нагрев намного сильнее, чем при дисковом, у которого газом
омываются только торцы.

Переходя к определению величины второго теплового коэффициента,
воспользуемся выражением первого начала термодинамики 4

4	== ^вС^вС == ^вС^Р 6С*	(11.22)
где &iec — приращение удельной энтальпии газа за весь период всасы-
вания, завершающийся с достижением в цилиндре номинального давле-
ния рвс (точка /, рис. II. 1) при условии отсутствия теплообмена.

Работа, производимая всасываемым газом при постоянном давлении
всасывания,

^вС ~ Рв(Увс ^вс^^вс = ffiec (рр ^v) вс*	(11.23)

где Vec — объем поступающего газа.

Из отношения последних выражений

^Lec _ ср . вс

Lee СР CV	т вс

находим

дт; = Арк. А^- тк.	(11.24)

Следовательно,

А = 1 —	.	(П.25)

к Lee

Заменяя ALec = (Арвс — средняя потеря давления в ходе
всасывания), получаем

X; = 1---Ц=А.	.	(П.26)

« Рвс

Для двухатомных газов (k — 1,4) при Твс 300° К

ДТ.С = 85,6= 85,6 А£«£_.	(II.27)

^вс	Рвс

В частности, при потере работы (или давления) в 5% Хт = 0,986
и повышение температуры ДТвс — 4,3 К.

Во всасывающих клапанах потеря давления возрастает с плотностью
газа, средней скоростью поршня и сопротивлением клапана. Обычно на
ступенях низкого давления относительная потеря равна 2—7% и на ступе-
нях среднего и высокого давления — 1—3% (см. рис. 11.12).

В гл. VI даны зависимости, которые определяют потерю работы в кла-
панах и позволяют вычислить с достаточной точностью значения Хг. Фор-
мула (11.21) для менее точна — она не учитывает истинных условий
теплообмена при всасывании. Для расчета еще нет достаточных экспе-
риментальных данных. Причина их отсутствия — в трудности измерения
мгновенных температур в начале и конце всасывания по всему объему газа
в цилиндре. Определить теплообмен косвенным путем — по его влиянию
на производительность компрессора — мешают неизбежные утечки газа,
также вызывающие уменьшение производительности. Произвести же точ-
ный замер всех утечек не менее трудно.

Наиболее вероятные значения находятся в зависимости от отноше-
ния давлений е и представлены на рис. II. 10 областью между пунктирными
кривыми. Границы области вычислены по формуле (II.21) с учетом ветре-

$

чающихся значений D, р, сср и отношения -р-.

Значения теплового коэффициента Хг = У'ТЪТ представлены на графике
заштрихованной областью. Они даны с учетом Хт = 0,99, что соответст-
вует средней потере давления Арвс.

Pte — 3,5 %.
Значения кт и Кт у верхней границы относятся к компрессорам,большой
производительности и быстроходным при условии хорошего охлаждения
цилиндра и невысоких скоростей газа во всасывающих клапанах, а у ниж-
ней границы к компрессорам тихоходным малой производительности

и с воздушным охлаждением.

В расчетах компрессора для сжатия водорода, азотноводородной смеси

и других газовых смесей с преобладающим

Рис. II. 10. Тепловой коэффициент^ и первый тепловой
коэффициент Кт в зависимости от 8

содержанием водорода значе-
ния и рекомендуется
несколько снижать, так
как высокая теплопровод-
ность этого газа способ-
ствует теплообмену.

Тепловой коэффициент
заметно улучшается при
охлаждении крышек и вса-
сывающих каналов цилин-
дров. Напротив, наличие
втулок, устанавливаемых
иногда в чугунных цилин-
драх для исправления бра-
’ ка литья или замены при
большом износе, снижает
Хг. Следует избегать неох-

лаждаемых перегородок в цилиндрах и крышках, разделяющих всасываю-
щие и нагнетательные каналы. У таких перегородок вследствие больших
скоростей газа' по обе их стороны и высоких значений коэффициента
теплоотдачи происходит интенсивный подвод тепла к всасываемому газу.

3. ИНДИКАТОРНАЯ МОЩНОСТЬ СТУПЕНИ

Мощность, затрачиваемую в действительном цикле, называют индика-
торной. Ее величину находят индицированием рабочих полостей ступени
либо расчетом. Первый способ точнее, вторым пользуются при проектиро-
вании компрессора.

При определении мощности индицированием среднее индикаторное
давление рино (н/м2) вычисляется по формуле

=	(П.28)

$инд

н> j

где /пр— масштаб давления,	5 fund— площадь индикаторной

диаграммы, CAt2; sutld — длина индикаторной диаграммы, см.

Индикаторная мощность для цилиндра одинарного действия (отдель-
ной полости цилиндра) NUHd (вт) равна

Nинд ~ pUHdFSn,	(11.29)

где F — площадь поршня л<2; п — частота вращения вала компрессора,
сект1. Для цилиндра двойного действия или нескольких параллельно дей-
ствующих цилиндров индикаторную мощность находят как сумму инди-
каторных мощностей по полостям.

При определении индикаторной мощности расчетом площадь диа-
граммы делят на три части линиями номинальных давлений всасывания
рве и нагнетания рн (рис. 11.11). Индикаторную работу Ьинд находят как
сумму работ: LH0M — номинальной индикаторной и &Lec и ALW — затрачи-
ваемых вследствие сопротивлений при всасывании и нагнетании:

^инд ^ном + Д£вс + Д£й.	(11.30)
Заменяя ALgc и AL„ суммарной величиной AL, получим

^инд = LHom + ДА.	(11.31)

Номинальная -индикаторная работа LH0M выражается площадью
/—2—3—4, равной разности:

пл. (/ — 2 — 3 — 4) = пл. (1 — 2 — 3' — 4') — пл. (3 — 4 — 4' — 3'),

2

где площадь 1—2—3'—4' представляет собой работу J V dp, затрачивае-
1

мую в теоретическом цикле
а площадь 3—4—4'—3' —

4

работу J — V dp, получае-
з

мую в теоретическом цикле
возврата газа в область низ-
кого давления.

Положение на диаграмме
точек 1 и 3, соответствующих
началу сжатия и расшире-
ния, определяется давления-
ми ра и рс в конце всасывания
и нагнетания, которые, в свою
очередь, зависят от колеба-
ний давления в трубопрово-
дах и поэтому не могут быть
заданы с достаточной точно-
стью. В расчете LH0M их зна-

подачи газа в область высокого давления,

чения принимают равными

‘номинальным давлениям рвс и рн, что в большинстве случаев приводит
к избытку вычисленной работы над действительной в 2—3%. Допускае-

мая при этом погрешность определяется смещением кривых сжатия и рас-
ширения в положение, показанное пунктиром на индикаторной диаграмме
(рис. 11.11).

Действительные процессы сжатия и расширения, как было отмечено,

протекают по политропам с переменным показателем, величина которого
в начале процесса выше, а в конце ниже показателя адиабаты: кривые
сжатия и расширения пересекаются с адиабатами, проведенными из общих
начальных точек 1 и 3 (рис. II.5).

Полагая, что заштрихованные площадки, лежащие по обе стороны адиа-
бат, равны друг другу, можно приближенно считать, что сжатие и расши-
рение протекает по этим кривым.

При расширении идеального газа с показателем адиабаты k

откуда
4 4 1

Р	1 Р	у/ Т I k~X k~X \

3	3

= Рз^з	1---(1 - е~^).

\ В k J
Далее из выражения (1.42)

]vdP =	(Л1 - 1).

1

Следовательно,

= Рв<У1 kLi (е~ — 1) — PhV3 ~k~r ( 1 — 8
Выражая

V1 = VA + V4, = (a+1)VA; V3 = VM = aVh

и подставляя рн = грвс, находим

^ном

Рв(Уh

(l+a)-^^* -O-a-y^-U (Л’-1

= ЛеУА[1 —а(е* — 1)]

Обозначая выражение в квадратных скобках через Хоад
Кад= 1 — а(е* — 1),

(11.32)

где К, ад — объемный коэффициент при условии адиабатического расши-
рения, находим величину номинальной индикаторной работы LmM (дж)

L'hom — Pec^h^-v ад h 1 (в *	1)•

(II .33)

Так как при ра = рвс Хр = 1, то согласно (II.1) и (II.6) Vh —
и, следовательно,

1).	(11.34)

У ступеней высокого давления показатель политропы конечных пара-
метров в процессе расширения п = k, откуда Хо — hvad. Поэтому

(®^“ О-	(П.35)

При определении номинальной индикаторной мощности NH0M рабочий
объем Vft в выражении (II.33) заменяется секундным рабочим объемом
Vh = nVh (п — частота вращения вала компрессора, сек-1). Тогда NmM
(вт)

NH0M = pecVhKad^r (Л1- 1),	(11.36)

где Vh — секундный рабочий объем, м3!сек-, рвс — давление всасывания,
н!м3.	_

При расчете по секундному объему всасываемого газа Vec — nVec,
равному Vec = Vh^r.

NmM = PicVec^-1).	(П.37)
Аналогичным образом, для реального газа

дг ___ PecVaQ

iV ном - t

ъвс

k'p

kT — 1

kT 1	\

k । I i 273 * л

8 T — 1) + ДВад

1 вс

(11.38)

причем для ступеней высокого давления, где расширение газа протекает
по адиабате,

дг _____ РвсУвс

14 ном г 1
5всЛг

7 у-1
ь^-Г\8 кт — 1
k'p ““ 1	'

273 д
Твс АВад

(11.39)

где kT — температурный показатель адиабаты; — коэффициент сжи-
маемости газа в условиях всасывания; Твс — абсолютная температура
всасываемого газа, °К; &Вад — показатель избытка работы в адиабатиче-
ском цикле.

Из уравнения (И.34) следует, что при заданном Vec расход энергии
пропорционален отношению объемных коэффициентов ^ад , которое
существенно выше единицы только у ступеней низкого давления. Коэффи-
циент сильнее отражается на расходе энергии: при низком компрессор
менее экономичен, чем при низком Лщ.

Значения ALee и Д£и зависят от сопротивления всасывающего и нагне-
тательного клапанов, холодильника, маслоотделителя и примыкающих
к ним трубопроводов. В гл. VI приведены формулы для вычисления потерь
энергии, возникающих в этих узлах в зависимости от их гидравлических
сопротивлений. Но в начале проектирования форма и размеры этих узлов
газового тракта еще неизвестны и поэтому приходится руководствоваться
средними статистическими данными о потерях давления.

Согласно исследованиям автора, средние значения относительных по-
терь давления между ступенями высокого давления меньше, чем между
ступенями низкого давления [99]. Например, между I и II ступенями
в среднем по ряду компрессоров они составили около 17% от давле-
ния всасывания II ступени, между III и IV ступенями — 9%, а между
V и VI — 6% от давления всасывания следующей ступени. Это объясняется
меньшими скоростями газа в клапанах и трубах ступеней высокого давле-
ния.

Относительная потеря давления на пути газа из любой i-й ступени
в следующую определяется выражением

8 = Pfli—Pece+1,	(П.40)

где р — промежуточное давление (номинальное) во всасывающем патрубке
следующей ступени; — среднее давление нагнетания i-й ступени;
Peez+i—среднее давление всасывания (I + 1)-й ступени (рис. 11.11).

Средние значения относительных потерь давления, вычисленные по
данным испытаний по формуле (11.40), находятся в следующей зависимо-
сти от промежуточного давления р (н/м2).

6=^Ц-.	(П.41)

Величина 6 представляет собой сумму

6 == i + 8вс м,
с Рн1~Р

где 6„£- —---------относительная потеря давления при нагнетании из

«,	с Р — Рвс ж

предыдущей ступени; овс/+1 =-----—~------относительная потеря давле-

ния при всасывании в следующую ступень.

Зависимость значений 6вс и 6W от номинального давления р, при кото-
ром происходит соответственно всасывание или нагнетание в любую сту-
пень, приведена на рис. 11.12. Величина &вс, учитывающая потерю давле-
ния только во всасывающем клапане, принята равной 0,36. Величина 6Я,
учитывающая потерю давления в нагнетательном клапане, а также в холо-
дильнике, маслоотделителе и примыкающих к ним трубопроводах, принята
равной 0,76. Кривые и 6W (сплошные линии) построены с учетом значе-
ний 6 по формуле (11.41).

Нужно полагать, что у вновь проектируемых компрессоров устройство
клапанов и газовой коммуникации окажется с точки зрения гидравличе-
ских сопротивлений более совершенным, а скорости потока в них будут
выбраны достаточно умеренными с тем, чтобы относительные потери давле-
ния оказались ниже значений 6, определяемых по формуле (11.41).

В ступенях низкого давления относительные потери давления выше,
чем в ступенях высокого давления, что позволяет достигнуть большего их
снижения. Поэтому при проектировании новых компрессоров повышенной
экономичности рекомендуется величину 6 определять, пользуясь следую-
щей несколько видоизмененной зависимостью от промежуточного давле-
ния р (н/м2)

Я	2>66	ПТ /104

6	25 .	(11.42)

Этой формуле соответствуют кривые 8вс и 6Н, показанные на графике штри-
ховыми линиями.

График построен для воздуха и газов, близких к нему по плотности,
и для машин со средней скоростью поршня сср % 3,5 м!сек. При пользова-
нии им для других газов и при других сср уточненные значения 6^ и 6«
следует находить пересчетом:

Л' —	Я	/ТТ

— 15,85	бвс’	(П.43)

г с2 о

«""тЙ6”'	<и-44)

где сср — средняя скорость поршня проектируемого компрессора, м!сек\
р — плотность газа при температуре	0° С и давлении 101,3 кн/м2.

Значения плотности для ряда газов помещены в табл. 1 (приложение).

Если величина плотности газа принята во внимание при выборе про-
ходных сечений в клапанах и коммуникации, то потеря давления изме-
няется не пропорционально плотности, а в меньшей мере. Аналогичным
образом изменение 8вс и 6rt обычно оказывается не пропорциональным
квадрату значения сср, а меньшим.

Как видно из рис. 11.11, работа, затрачиваемая вследствие сопротивле-
ния при всасывании,

A/Lee — ApecVeci	(11.45)

и при нагнетании

= АрнУю	(11.46)
Рис. 11.12. Относительная потеря давления при всасывании Ьвс и при нагнетании по средним данным (сплошные ли-
нии) и по сниженным значениям (штриховые линии)
где Др^ = ^всРвс и Др„ =	— средние потери давления на участках

всасывания и нагнетания; Vec и VH — объемы газа, всасываемого и нагне-
таемого, определяемые по состоянию внутри цилиндра.

Полагаем, что Vec = VhK'. При этом

Д£вс = 8ecPecVhlv.	(11.47)

Рис. 11.13. Коэффициент потери индикаторной мощности ДС^ при средних (сплошные
линии) и сниженных (штриховые линии) потерях давления

Для определения работы ДЛН при нагнетании учитываем, что
_________________________________i_
k,

где 8 =	.

Рвс
Тогда из уравнения (11.46)
__ 1	/?—i

= 8hPhVsc& k = &нРвСУk •	(11.48)

Суммарная потеря индикаторной работы

Д£ = Д£вс + ДДН = pecVh\v (s„e + 6„8~).	(11.49)

Отношение индикаторной работы (или мощности) к номинальной
выражается индикаторным коэффициентом Синд

С . —	^инд	_ N инд	/1т Kas

^инд	j	—	hj	•	(11.50)

Lhom	Whom	'	'
Избыток индикаторной мощности над номинальной индикаторной

ДА? = NUHjj NH0M — &CUHdNH0M,	(11.51)

где

(11.52)
представляет собой коэффициент потери индикаторной
работы (или мощности).

Значения коэффициента &Синд даны на рис. 11.13 в зависимости от
номинального давления рвс и отношения давлений е в ступени. График соот-
ветствует значениям 6в(; и 6К по рис. 11.12 — сплошные кривые относятся
к компрессорам средней экономичности, а штриховые линии — повышен-
ной. При построении графика принято, что газ является идеальным; про-
цессы сжатия и расширения протекают по адиабате и относительное мертвое
пространство а = 0,1. Для компрессоров, сжимающих газы, значительно
отличающиеся плотностью от воздуха, или у которых средняя скорость
поршня сср 3,5 м/сек, значения ДС^, найденные по рис. 11.13, как и
значения 8вс и 8Н в формулах (11.43) и (II.44), должны быть скорректиро-
ваны умножением на с2срр/15,85.

Как видно из графика, коэффициент ДСика наиболее велик для ступеней
низкого давления при малых 8.

В теоретических исследованиях многоступенчатого сжатия приме-
няется также способ приближенного определения LUHd и NUHd. Расчет
ведут по формулам для номинальной работы или мощности, но потери дав-
ления в процессах всасывания и нагнетания учитывают повышением давле-
ния нагнетания, выбирая новое отношение давлений из условия

8' = 8 (1 + Е8вс + 6„) = 8 (1 + 60),	(11.53)

где 8 = —------отношение номинальных давлений; 60 = Е8вс + 6„ —

Рвс

сумма приведенных к нагнетанию относительных потерь давления [в упро-
щенных расчетах можно полагать 60 = (6вс + 6Н)]; Е — соотношение
между потерями работы ALec и Д£„ при произвольном, но равном значении
относительной потери давления 6Х.

с*__ ^вс __ ^iPecVвс _	1	/тт

~ дь« “	U

8 *

Произведя указанную замену в формуле (11.35), получаем выражение
для индикаторной работы при условии, что газ рассматривается как идеаль-
ный, а политропа конечных параметров в процессе расширения является
адиабатой

/ k~x \

L^ = -^-T^r\e'' -М-	(п-55>

Заменяя 8 на е' в остальных формулах для LH0M и NH0M, получаем
выражения для Lund и Минд для других условий.

Пользуясь выражением (П.55) и учитывая (11.53), определяем соотно-
шение между ДСы«а и 60, т. е. между коэффициентом потери индикаторной
работы и относительной потерей давления

Ьцнд — LHom
&^инд — г	— т	—

*^ном	Ьном
Произведя разложение числителя в ряд Тейлора по параметру 8 и учи-
тывая только первые два члена разложения, получаем

= f (8 + а08) - /(8) = foe/' (8) =	= 6oeV

отсюда

i

ЛСинд =	----So.	(11.56)

8 k — 1

График, показанный на рис. 11.14, представляет зависимость (11.56)
для k = 1,4 (сплошные линии) и k = 1,2 (штриховые линии). При 8^
% 3,2 имеем АСинд = 60.

По графику рис. II. 14 при замене 6^ величинами Е6вс или 6Н можно
определить значения /^Синд,вс и ДС^.Н, подстановка которых в формулу
(11.51) взамен &Синд позволяет вычислить отдельно потери мощности &Nec
и AAZW при всасывании и нагнетании. Если же известны значения &Nec
и Д/У„, найденные по действительным сопротивлениям клапанов и комму-
никации, то по графику можно определить величины Е8вс и 6Н и, зная Е
[формула (П.54)],_ найти &вс, а затем вычислить средние потери давления
\рвс и Др».

Обычно отношение давлений в компрессорах находится в пределах
2,8—3,5. Следовательно, с достаточной степенью точности можно считать,
60
что соотношение между потерями давления и мощности в среднем равно
единице. Это значит, что потери давления вызывают относительное увели-
чение работы LUHd в той же мере, в какой они увеличивают отношение дав-
лений.

Испытания показывают, что у различных компрессоров потери давле-
ния между ступенями неодинаковы. Причина этого состоит в различии
проходных сечений и конструкций клапанов, межступенчатого газопро-
вода и аппаратуры.

При рациональном выполнении этих узлов можно значительно снизить
потребляемую компрессором мощность и повысить его к. п. д.
Глава

МНОГОСТУПЕНЧАТОЕ СЖАТИЕ,
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ И МОЩНОСТЬ

1.	ЦИКЛ МНОГОСТУПЕНЧАТОГО СЖАТИЯ

При одноступенчатом сжатии с ростом отношения давлений адиабата
все более отклоняется от изотермы. Время сжатия так мало, что даже тща-
тельное охлаждение цилиндра существенно не приближает процесс сжатия

к изотермическому.

Для уменьшения затрачиваемой работы при высоком отношении конеч-

ного давления к начальному сжатие газа разбивают на отдельные ступени.
Газ, сжатый в первой ступени до некоторого промежуточного давления, на-
правляют в холодильник (рис. III. 1), затем сжимают во второй ступени,

Рис. III.1, Схема многоступенчатого ком-

имеющей меньший объем цилиндра;
если двух ступеней недостаточно,
газ снова охлаждают и направляют
в третью ступень и т. д.

Многоступенчатый теоретический
цикл (рис. II 1.2, а) отличается от
одноступенчатого процессом сжатия:
адиабатическое или политропическое
сжатие в цилиндрах чередуется с изо-
барическим сжатием в промежуточ-

прессора	ных холодильниках. Процесс много-

ступенчатого сжатия в V,p и s, Т-диа-

граммах представлен на рис. II 1.2, а и б. Достаточно продлить на
рис. III.2, а горизонтали 2—1' и 2'—/"до оси ординат и станет видно,

что многоступенчатый теоретический цикл представляет собой совокуп-
ность одноступенчатых, и работа в нем равна сумме работ в одноступенча-

тых циклах.

В двухступенчатом цикле (рис. Ш.З) в I ступени газ сжимают до про-
межуточного давления р (адиабата /—2), затем охлаждают при постоян-
ном давлении до первоначальной температуры; при этом объем газа умень-
шается на величину, представленную отрезком 2—Г. Во II ступени сжа-
тие начинается от давления р, но благодаря промежуточному охлаждению
точка начала сжатия оказывается на исходной изотерме /—/', и процесс
протекает по адиабате Г—2'. Экономия работы при переходе на двух-
ступенчатое сжатие определяется заштрихованной площадью 2—2"—2'—Г.

Преимуществами многоступенчатого сжатия являются:

1)	экономия работы;

2)	снижение температуры нагнетания. Как известно, температура
нагнетания Тн зависит от температуры всасывания и отношения давле-
k—i

ний в. Она равна Тн — Тм& к . При высоком отношении давлений темпе-
ратура в цилиндре может достигнуть нежелательной или недопустимой
величины — начинается разложение масла, вызывающее увеличение
износа трущихся поверхностей. В воздушных компрессорах возникает
опасность воспламенения и взрыва масляного нагара, накапливающегося
в цилиндре и трубопроводах, и у них температура нагнетания допускается
не выше 190° С. Лишь в некоторых специальных воздушных компрессо-
рах ее допускают более высокой.

В ацетиленовых компрессорах при высокой температуре наступает
разложение гомологов, сопровождающееся выделением тепла и перерас-
тающее во взрыв большой силы. В этих машинах температуру нагнетания

не допускают более 100—110° С [14]. При сжатии неочищенных коксо-
вого и сланцевого газов, а также пирогаза и температурах более
90—100° С возникает усиленная полимеризация содержащихся в них выс-

ших углеводородов с выделением смолистого нагара, покрывающего
клапаны, трубопроводы и холодильники настолько обильно, что нор-
мальная работа компрессоров становится невозможной. Ограничивая

температуру нагнетания, часто увеличи-
вают число ступеней сжатия;

3)	уменьшение поршневых сил. В одно-
ступенчатом компрессоре высокое конеч-
ное давление создает большую поршневую
силу. В многоступенчатом компрессоре это
давление действует на поршень меньшей
площади и поршневая сила даже в сумме
с силами, возникающими на остальных
ступенях, значительно меньше, чем в пер-
вом случае. Аналитические зависимости
поршневых сил от числа ступеней сжатия
приведены в п. 4 этой главы;

4)	уменьшение объемного коэффициен-
та. С ростом отношения давлений увеличи-
вается объем, занимаемый расширившимся

Рис. III.3. Диаграмма двухступен-
чатого цикла

из мертвого пространства газом, что ухудшает наполнение цилиндра. Если
отношение давлений достаточно велико, то производительность компрес-
сора может снизиться до нуля. Увеличение числа ступеней вызывает сни-
жение отношения давлений в каждой из них, и объемный коэффициент
возрастает. При выборе числа ступеней учитывают все эти обстоятельства,

но прежде всего стремятся повысить экономичность компрессора по за-
тратам энергии. Лишь для самых малых машин или предназначенных для
кратковременного действия вопрос экономии энергии часто является

второстепенным.
2.	РАСПРЕДЕЛЕНИЕ СЖАТИЯ

Работа в двухступенчатом теоретическом цикле равна сумме работ
в циклах I и Ц ступеней. При начальном давлении всасывания рь конеч-
ном давлении нагнетания р2 и промежуточном давлении р для идеального
газа и сжатия по адиабате суммарная работа



4-^Tri

где цифровой индекс у I соответствует числу ступеней сжатия.

В результате охлаждения после I ступени до первоначальной темпе-
ратуры параметры газа возвращаются на исходную изотерму. Следова-
тельно,

pv = p,vt

k—i

Для определения наивыгоднейшего промежуточного давления, при
котором работа /2 минимальна, приравниваем нулю первую производную /2
по р. Тогда

Г	1	fe—i	-1

k d (_P.\ k -L-(Ss.\ k —2 =0

dp 1 k — 1 dp L \ Pi )	\ P ) J ’

ИЛИ

*-i	-4-	--V- л

——pt k p k ———p2* p k =o,
откуда

oArl k~x

P к =P1 k P2k

и, окончательно,

Рг = PiPi-

Из последнего выражения находим

=	(Ш.1)

Pl Р	'

Следовательно,	работа	в	двухступенчатом	цикле

минимальна	при	равенстве	отношений	давле-

ний по ступеням.

Перемножив обе части равенства (III. 1), получаем

Р . Pi _ Р2

Pl' р ~ Р1’

откуда

Х =	(Ш.2)

Р1 р г Pl	v ’

т. е. для достижения минимума работы отношение давлений
в каждой ступени двухступенчатого компрес-
сора должно быть равно квадратному корню из
общего отношения давлений.
Аналогичную зависимость можно получить для распределения сжатия
при любом числе ступеней. Работа z-ступенчатого компрессора с промежу-
точным охлаждением газа после каждой ступени до первоначальной тем-
пературы при общем сжатии от давления до р2 определяется выраже-
нием

fe—1
k

i	k L

fe—1

+ (-54k + •

k—\
. k

— z

где промежуточные давления соответственно ступеням обозначены р', р"
и т. д.

Для определения наивыгоднейших промежуточных давлений, при кото-
рых работа была бы наименьшей, воспользуемся правилом: функция не-
скольких переменных достигает минимума при их значениях, при которых
частные производные первого порядка по каждой из независимых пере-
менных обращаются в нуль.

Определяя частную производную по р', имеем:

1	k—i	2k~i \

k —-1	’ k k — 1 » k • k | n

—й— Pi	P---------г— P	P	=

k	r	k K г	/	»

или

2±=±	k~l

' k	k

p = Pl p

Упрощая последнее выражение, находим
/2	п

Р = Р1Р ,
и получаем

21
Pi р' *

Далее

/	_ ±zl_ _ 1	±z±	\

^ = р^т=т\~пг-р р----------------------—р Р / = 0

или

2 k—1	fe—1

р” k = р' k р" k
и, подобно прежнему,
р" _
pf р"

Остальные частные производные дают

,// iv IV v

-^ = >;	= и т. д.

Г
и, наконец,
р(г-п р2
p(z-2)	р(г-1) •

Следовательно,

pz = р! рт = .	.. — р2	(Ш.З)
Pi	р'	р"	р(2—1)	

65

3 М. И. Френкель
Умножив почленно все равенства и произведя сокращение, получаем

Р' р" Р"' _ . . . _ Р2	_ Р2_

Pi ' р' ' р" ’ ’ '	р(г-1) Pi ’

откуда	___

Р' _ f _ Р"’ _	_ Р2 _ 7/ Р2

Pi “ Р' “ Р"	р**-1’ V Pi ’

(IIL4)

т. е. z-ступенчатый компрессор наиболее экономичен,
если отношения давлений по ступеням сжатия одина-
ковы и равны корню z-й степени из общего отношения
давлений.

Равенство отношений давлений во всех ступенях компрессора не
только снижает суммарную затрату работы. Температуры нагнетания
в этом случае тоже равны по ступеням и более низки, чем при разных отно-
шениях давлений.

При равных отношениях давлений и адиабатическом сжатии по ступе-
ням работа, затрачиваемая в многоступенчатом теоретическом цикле
идеального газа, находится по формуле

/г = ZPjWj.

(III.5)

Пример. Определить величину работы на 1 м3 воздуха в различных циклах компрес-
сора при начальном давлении 0,1 и конечном 1,0 Мн/м*

1.	Одноступенчатый адиабатический цикл:

по формуле (1.42)

ь

= 0,1 • 106-1-3,5 (1О0,286 — 1) = 326-103 5ac = 326 кдж.

2.	Двухступенчатый адиабатический цикл:

отношение давлений в каждой из ступейей по формуле (II 1.2)

е1==е2= /10 = 3,16,
следовательно, работа

L, = 2-0,1 -106 -1 - 3,5 (3.160-286 — 1) = 273 кдж.

3.	Двухступенчатый адиабатический цикл при условии сжатия в первой ступени от
0,1 до 0,4 Мн1м* и во второй — от 0,4 до 1,0 Мн!м2'.

л	to о к

£1 = 4 и е2 = — = 2,5;

L’2 = 0,1 • 106• 1 -3,5 [(40-286 — 1) + (2,5°-286 — 1)] = 275,5 кдж.

4.	Трехступенчатый адиабатический цикл:

е = уПО = 2,15;

L3 =i 3- 0,1 • 106 -1 - 3,5 (2,15°-286 — 1) = 258 кдж.

5.	Изотермический цикл:
по формуле (1.25)

LU3 — / In — = 0,1•10е•1•In 10 = 230 кдж.
Pi

Из сопоставления результатов видно, что с увеличением числа ступеней работа много-
ступенчатого цикла уменьшается, приближаясь к работе изотермического цикла.
В варианте 3 из-за неравенства отношений давлений в ступенях работа получилась
несколько большей, чем в варианте 2. Однако при небольшом различии в отношениях давле-
ний увеличение работы невелико, а потому, если к этому есть причина, допустимо несколько
отступать от их равенства.

Для реального газа задача экономичного распределения сжатия между
ступенями сложнее, чем для идеального. Она решается элементарно лишь
при условии, что величина показателя избытка объемной энергии реаль-
ного газа В (стр. 17) не изменяется с температурой. В этом случае избыточ-
ная работа в цикле реального газа АВ не зависит ни от характера процесса
сжатия, ни от охлаждения газа между ступенями и при заданных началь-
ном и конечном давлениях является постоянной величиной, прибавляемой
к работе в цикле идеального газа. Тогда отклонение сжимаемости реаль-
ного газа не может влиять на распределение сжатия, и минимум расхода
работы как и у идеального газа достигается при равенстве отношений
давлений по ступеням. Это условие относится прежде всего к водороду и
гелию, которые имеют самые низкие критические температуры. Другие
газы и пары условию независимости В от температуры удовлетворяют лишь
в области высоких давлений. У одно- и двухатомных газов расхождение
кривых В для различных температур, наблюдаемое главным образом при
низких и средних давлениях, сравнительно невелико. В области таких
давлений величина В к тому же мало влияет на расход работы. Поэтому
распределение сжатия по ступеням компрессора производят, предусма-
тривая равные отношения давлений.

У трех- и многоатомных газов при давлениях, близких к критическим,
и температурах, имеющих место в компрессоре, кривые В расходятся
весьма сильно. Это обстоятельство отражается на оптимальных значениях
промежуточных давлений и должно учитываться при распределении сжа-
тия. Но выбор промежуточных давлений приходится производить подбо-
ром их значений.

Для реального газа равенство отношений давлений по ступеням ком-
прессора уже не означает равенства затрачиваемых работ. В ступенях
высокого давления расходуемая работа может оказаться значительно
меньше или больше, чем в ступенях низкого или среднего давлений.

РАСПРЕДЕЛЕНИЕ СЖАТИЯ С УЧЕТОМ РАЗЛИЧИЯ
ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ МЕЖДУ СТУПЕНЯМИ

В многоступенчатом компрессоре на пути газа из ступени в ступень
наблюдаются потери давления, причем, как уже было сказано (гл. II,
п. 3), относительная величина этих потерь между ступенями низкого дав-
ления больше, чем между ступенями высокого давления. Иначе говоря,
с ростом промежуточных давлений относительные величины межступенча-
тых потерь уменьшаются. Следовательно, если перераспределить отноше-
ния давлений между ступенями компрессора, увеличив их в ступенях
низкого давления и уменьшив в ступенях высокого давления, то проме-
жуточные давления возрастут и потери энергии при перетекании газа из
ступени в ступень несколько снизятся и, следовательно, снизится и потреб-
ляемая компрессором мощность.

Межступенчатая потеря давления вызывает увеличение давления
нагнетания предыдущей ступени, практически не отражаясь на давлении
всасывания следующей.

Учитывая выражение (11.40) и относительную малость величин S,
можно написать, опуская (*) в обозначениях

Рн i “ Рвс i+1 (1 4“ $)>
где pHi — среднее давление нагнетания в цилиндре i-и ступени; peci+1 —
среднее давление всасывания в цилиндре (I + 1)-й ступени; 6 — относи-
тельная потеря давления между ступенями.

Величину 6 по аналогии с формулами (11.41) и (11.42) представим в виде

где А и q — постоянные величины.

Тогда

pHi = peci+X + Ap6ci+\.

Пользуясь для выражения удельной работы в каждой из ступеней
компрессора формулой (11.55), но без учета величины теплового коэффи-
циента влиянием которого пренебрежем, получим для г-ступенчатого

компрессора

^z Рвс^вс!

k—1	-|

k f

1 + PeczPecZ

+ РвсзРвсЗ k ____ I

k—1
k

(III.6)

k

k — 1

где	. _Pai--отношения давлений в ступенях ком-

Рва Pecz Рвсз	Рвс z

прессора; vecl’, vec2 • • • vecz — удельные объемы всасываемого газа.

Вследствие недоохлаждения газа в промежуточных холодильниках
температура всасывания во всех ступенях выше, чем в первой ступени,
а потому имеем следующие равенства:

T'ecz

РвсчРвсЪ = РвсзРвсЪ = • • • = Pecz^ecz PeclPecL ?

1 ва

где Твс1 — температура всасывания I ступени; Твс2 — температура вса-
сывания остальных ступеней.

Подставляя эти равенства в выражение (III.6) и учитывая зависимость
для pHi, получаем

Работа 12 минимальна, когда частные производные работы по давле-
ниям всасывания всех ступеней, исключая первую, равны нулю.

Частная производная по давлению всасывания второй ступени равна

дрвсъ ~~ PeclVecl k — 1 { k ?ec\k (Pec,+ AP\c^ k [1+^(1 Я)рвс2[
т b	fe—l _ 2fe—1 )

k (^з+ AP\cSQ) k Pec2 k j-
Приравнивая производную нулю и упрощая уравнение, получаем

РвС<1~^	Р&С2 __ Твс2	1_д\~Т~	(1Ц 8)

Р вс1	1 Teci V**1 v « ЛРвс£) • Vй- J

(Рве2 + Ap'~J) k

Частная производная подавлению всасывания III ступени

_ p^t+Ар^. (I„.9)

(Рвсз + Ар1^9) k

Аналогичный вид имеют частные производные по давлению всасывания
остальных ступеней.
Для давления всасывания последней ступени

~ + А (1 -

Рвсг ----------------J” = Р всг-1 • Рнг

(Рвсг+АРХйг) k

(III. 10)

В полученной системе (z — 1) уравнений с таким же числом неизвест-
ных известными давлениями являются только давления всасывания пер-
вой ступени рвс1 и нагнетания последней pHZ. Задача определения промежу-
точных давлений сводится к решению этой системы уравнений и становится
тем более сложной, чем больше у компрессора ступеней.

Решение системы уравнений представлено номограммой рис. II 1.4,
при построении которой потери давления приняты в соответствии с форму-

Таблица III.1 ло® (П.42).

„	Л 2,66

Давления в шестиступенчатом	oz = —,

компрессоре	Peci-j-i

	По номограмме		По формуле (Ш. 4)	
	рис. II	I. 4		
Ступень	Номиналь- ное дав- ление на- гнетания, Мн/м*	Отноше- 1 ние дав- лений	Отноше- ние дав- лений	Номиналь- ное дав- ление на- гнетания, Мн1м2
I	0,273	2,73	2,42	0,242
II	0,70	2,56	2,42	0/586
III	1,70	2,44	2,42	1,417
IV	4,00	2,35	2,42	3,43
V	9,10	2,27	2,42	8,30
VI	20,10	2,21	2,42	20,10

где peci+1 — давление всасывания
следующей ступени, заданное
в н!м?.

Формула (11.42) принята в пред-
положении, что в новых компрес-
сорах потери давления будут ниже
средних статистических по выпол-
ненным компрессорам.

При решении полученной си-
стемы уравнений с учетом разли-
чия величин Твс1 и Твс2 отношение
давлений в первой ступени оказы-
вается значительно большим, чем
в других ступенях, что объясняет-

ся более низкой температурой всасывания первой ступени. Такое распре-
деление отношений давлений вызвало бы снижение объемного коэффи-

циента первой ступени, а следовательно, увеличение рабочего объема
цилиндра этой ступени и общей массы машины. Поэтому при составлении
номограммы отношение температур всасывания из системы уравнений

исключено.

Номограмма дана для двухатомного газа (k = 1,4) и начального давле-
ния рвс1 = 0,1 Мн/м*. Для определения промежуточных давлений между
ступенями компрессора следует найти точку пересечения горизонтали,
соответствующей номинальному конечному давлению, с наклонной г, от-
вечающей выбранному числу ступеней, и опустить из этой точки верти-
каль. Точки пересечения вертикали с наклонными линиями z, лежащими
ниже, соответствуют номинальным промежуточным давлениям.

Пример» Определить промежуточные давления шестиступенчатого компрессора при
начальном давлении 0,1 Мн/м2, и конечном 20,1 Мн/м2.

Ход расчета показан по номограмме штриховой линией. Найденные давления и их отно-
шения указаны в табл. III.1. Для сопоставления в таблице приведены значения, соответ-
ствующие условию равенства отношений давлений по ступеням.

По номограмме отношения давлений в ступенях уменьшаются от пер-
вой ступени к последней. При этом повышается экономичность, дости-
гаются эксплуатационные преимущества. В ступенях высокого давления
охлаждение цилиндров мало эффективно, вследствие чего показатель поли-
тропы сжатия и, следовательно, температуры в цилиндрах выше, чем в сту-
пенях низкого давления. Понижение отношения давлений в ступенях высо-
кого давления выравнивает температуры нагнетания по ступеням, улуч-
шает условия смазки и повышает надежность машины.
3.	ВЫБОР ОПТИМАЛЬНОГО ЧИСЛА

СТУПЕНЕЙ КОМПРЕССОРА

В практике компрессоростроения встречаются различные соотношения
между числом ступеней и конечным давлением. В выполненных компрес-
сорах с начальным давлением, равным атмосферному, предельные значе-
ния конечного давления (Мн/м2) в зависимости от числа ступеней сле-
дующие:

Одна.............До 0,7	Пять.............15—100

Две..............0,5—3,0	Шесть ...........20—110

Три .........	1,3—15	Семь	.........	45—110

Четыре  .........3,5—40

При увеличении числа ступеней компрессора его теоретический цикл
все более приближается к изотермическому, но дополнительная экономия
работы, достигаемая введением новой ступени, снижается. Устройство
каждой добавочной ступени сопряжено с усложнением конструкции и до-
полнительными затратами работы вследствие потерь давления в клапанах
и в добавочной межступенчатой коммуникации. Выбор оптимального
числа ступеней производят с учетом обоих обстоятельств.

Анализ влияния числа ступеней на работу может быть сделан по-
средством изотермического индикаторного к. п. д.

<ШЛ1)

/ । ^инд

где 1из — работа в изотермическом цикле, не зависящая от числа ступе-
ней; 2 ^инд — суммарная индикаторная работа в многоступенчатом ком-
прессоре.

Для выражения 1из воспользуемся формулой (1.25)

/из РваРвс! 8/с,

где рвс1 и vecl — давление и объем поступающего газа по состоянию во
всасывающем патрубке цилиндра первой ступени; ък — отношение конеч-
ного давления в компрессоре к начальному.

Используя уравнение (11.55) для определения суммарной индикаторной
работы z-ступенчатого компрессора с равными отношениями давлений
в ступенях (е = у 8Л) и учитывая неполное промежуточное охлаждение
газа, получим

г/	\ 'г Г/ 1	\

U;k	-1) +

Ау К --- 1 \	1

где \ — тепловой коэффициент; е' 8 (1 + Е6вс + 6Н) — отношение давле-
ний в ступенях компрессора с учетом потерь (11.53); Твс1 — абсолютная
температура газа перед I ступенью; Твс2 — абсолютная температура газа
перед каждой из следующих ступеней; 8вс и 6W — относительные потери
давлений всасывания и нагнетания.

Зависимость величины r]W3. инд от конечного давления при различном
числе ступеней показана на рис. III.5. График построен для двухатомного
газа (k = 1,4) при начальном давлении 0,1 Мн/м2 и температурах Твс1 =
= 300 и Твс2 — 310° К. Величины 8вс и выбраны применительно к сред-
ним потерям давления (сплошные кривые рис. 11.12).
ьо

Рис. 111.5. Зависимость г|пз. инд от конечного давления для различных чисел ступеней
Точки пересечения смежных кривых на рис. II 1.5 разграничивают
области наиболее экономичных чисел ступеней для разных давлений.
Например, для конечных давлений до 0,45 Мн/м2 при одноступенчатом
сжатии изотермический индикаторный к. п. д. выше, чем при двухступен-
чатом. Двухступенчатое сжатие наиболее экономично для давлений
0,45—1,1 Мн/м2', трехступенчатое для давлений 1,1—2,4 Мн!м2.

График построен без учета теплового коэффициента Zr. Кривые инд
с учетом ZT, как это нетрудно показать, расположились бы на графике
ниже, а точки их пересечения сместились бы влево. Следовательно, число
ступеней, определяемое графиком, сточки зрения расхода энергии не выше
наиболее экономичного по расходу энергии.

При сжатии многоатомных газов (k < 1,4) отношения давлений вы-
годно брать более высокими, чем для двухатомных. Иногда компрессоры,
предназначенные для таких газов, могут быть выполнены с меньшим
числом ступеней, чем найденное по рис. III.5.

В компрессорах для водорода или других газов с малой плотностью
потери давления между ступенями ниже средних значений. В этих случаях
целесообразно снизить отношения давлений и принять число ступеней
большим, чем в компрессорах для воздуха или других, близких ему по
плотности газов.

При выборе наиболее выгодного числа ступеней стремятся не только
к экономии энергии, но руководствуются и другими соображениями, и при-
нятое число ступеней может оказаться меньшим, чем по графику. Так для
давления 2,4 Мн/м2 значение i]ws. инд одинаково при трех и четырех сту-
пенях. Однако не только для этого, но и для несколько более высокого
давления трехступенчатое сжатие более экономично. При меньшем числе
ступеней ухудшается к. п. д., но при этом упрощается конструкция и сни-
жается стоимость компрессора. Вопрос об оптимальном числе ступеней
можно решить, принимая во внимание не только стоимость энергии, но и
затраты на изготовление компрессора, регулярность его работы и аморти-
зационный срок службы.

Годовые затраты на энергию S при минимальной мощности на валу
компрессора NK (число ступеней соответствует наивысшему значению
инд по рис. HI. 5) при условии работы М суток в году, В часов в сутки
и стоимости 1 квт'Ч в Q коп. составляют

S =	руб	(III. 12)

Пользуясь графиком (рис. III.5), находим, что с уменьшением числа
ступеней расход энергии возрастает в отношении

Лиз. инд Лиз. инд	(III.13)

Лиз. инд

где 'Циз.инд — наиболее высокий изотермический индикаторный к. п. д.
по графику; ч\из инд — изотермический индикаторный к. п. д. при снижен-
ном числе ступеней.

Следовательно, годовые затраты на энергию возрастут на

Н = Пи3 инд-^из.инд s руб	(1П14)

Лиз. инд

Если стоимость машины при самом экономичном по затратам энергии
числе ступеней составляет 7<, а при сниженном — К.' руб. и амортизацион-
ные отчисления, определяемые в зависимости от вида оборудования и его
использования, равны т процентам, то годовые отчисления на амортиза-
цию D сократятся на

D= " РУ6-	(ПЫ5)

При условии D > 7?, переход на пониженное число ступеней снижает
расход. Выигрыш состоит в уменьшении капиталовложения с /С до /С'.
Если D <• R, более выгоден компрессор с большим числом ступеней, но
получаемая экономия должна быть достаточной, чтобы окупить в целесо-
образный срок дополнительные затраты на изготовление более сложного
компрессора.

Следует иметь в виду, что при круглосуточной работе доля энергии
в общих затратах на эксплуатацию в стационарных компрессорных уста-
новках достигает 80%.

Если оборудование работает часть суток, амортизационные отчисления
сокращаются, но не пропорционально рабочему времени, а меньше. Стои-
мость же энергии снижается пропорционально рабочему времени. Таким
образом, при неполной загрузке компрессора доля расходов на энергию
уменьшается и может оказаться, что у компрессора, предназначенного
для работы на протяжении части суток, оптимальное число ступеней будет
ниже, чем у запроектированного для круглосуточной работы.

Различие между экономичным по затратам энергии и оптимальным чис-
лом ступеней особенно велико в случае, когда компрессор предназначен
для кратковременной работы с большими интервалами. В этих условиях
вопрос о расходе энергии не имеет того значения, как стоимость установки,
поэтому компрессор может быть выполнен с меньшим числом ступеней,
определяемым предельно допустимыми температурами в цилиндрах.

4.	ВЛИЯНИЕ ЧИСЛА СТУПЕНЕЙ

НА ВЕЛИЧИНУ ПОРШНЕВОЙ СИЛЫ

Чем меньше поршневая сила, тем легче и компактнее механизм дви-
жения, меньше масса и стоимость компрессора и выше его механичес-
кий к. п. д.

Величина поршневой силы от давления газа на поршень, а в сложных
схемах — на поршни всех ступеней, расположенных последовательно
в ряду компрессора, переменна по ходу поршня. Она достигает максимума
в начале нагнетания, а на остальной части хода поршня несколько сни-
жается вследствие уменьшения потерь давления.

Поршневую силу в конце хода поршня, вычисленную по номинальным
давлениям всасывания и нагнетания, будем называть номинальной
поршневой силой. От истинной поршневой силы она отличается
тем, что не учитывает потерь и колебания давлений.

В одноступенчатом компрессоре двойного действия при одинаковой
площади -у по обе стороны поршня площадью F (м2) и номинальных давле-
ниях всасывания рвс и нагнетания рн (н/м2) величина номинальной поршне-
вой силы П (н) равна

П ~ (Рн Рвс) ~2~
или

n=	(III. 16)

где е — отношение номинальных давлений.
В многоступенчатом компрессоре, состоящем из цилиндров двойного
действия с одинаковой по обе стороны площадью поршня, при равен-
стве отношений давлений по ступеням сжатия и идеальном газе, номиналь-
ные поршневые силы у всех ступеней равны. Действительно, при равных
температурах поступающего газа и одинаковых коэффициентах наполне-
ния номинальные давления всасывания обратно пропорциональны пло-
щади поршней. Поэтому для всех ступеней

PeciFi = Const	(III. 17)

и поршневые силы

П' = П" = • • • =	= 4 РваР, (8 - 1) = 4-	(8-1).

При любом числе рядов z-ступенчатого многорядного компрессора сумма
номинальных поршневых сил во всех рядах

Пг = 77' + П" + • • • +	= ^peclF1 (8- 1).

Если общее отношение давлений в компрессоре ек, то для каждой
2 7----------

ступени 8 = у ек, и зависимость номинальной поршневой силы компрес-
сора от числа ступеней выражается формулой

Пг = ^-РеЛР1{^Тк-\').	(III. 18)

При определении величины Пг исходим из условия, что все ступени
компрессора двойного действия и поршневые силы по ходу поршня к валу
и от вала уравнены. Выражение (III. 18) справедливо и при неравенстве
поршневых сил, но в этом случае величина Пг по (III. 18) представляет со-
бой их алгебраическую полусумму для всех рядов по ходу к валу и от вала.

С увеличением числа ступеней поршневые силы значительно снижаются.
Например, в теоретическом двухступенчатом компрессоре при давлении
всасывания 100 кн/м? и нагнетании 900 кн!м2 поршневая сила в два раза
меньше, чем в одноступенчатом. Действительно,

Пг=2 = РвиЛОО" -1) = 0 5

Истинное различие в поршневых силах еще больше, так как с увеличе-
нием числа ступеней отношение давлений в каждой из них снижается,
а вследствие уменьшения влияния мертвых пространств возрастают объем-
ные коэффициенты, и диаметры цилиндров получаются меньшими. Хотя
при этом возрастают и потери давления, увеличивающие поршневые силы,
однако влияние изменения объемных коэффициентов значительнее, чем
потерь давления, и поршневые силы с увеличением числа ступеней сни-
жаются дополнительно.

При бесконечном числе ступеней номинальная поршневая сила ком-
прессора достигает минимума. Обозначив ее через Л», находим согласно
выражению (III. 18)

77» = lim ГЦ- рвЛРг -1)1 p^F. (^~ 9 =

)

. sK2 1пек(4")	,

= -2-PeciPi---7 =	(III. 19)
так как

lim

i л

= 1.

При отношении давлений в ступени, бесконечно близком единице,
1 и \	1. Следовательно, при = 1 коэффициент наполнения

1 и Vh Vec. Отсюда

р __ У hi _ Ува

1 S ~ S •

Таким образом, минимальная поршневая сила компрессора

(III.20)

П — Peeked <

11 °® — 2S 111

где VscA — объем газа, поступающего в компрессор за 1 оборот вала, ж3;

Рис. II 1.6. Зависимость поршневой силы от конечного давления и числа ступеней

Нетрудно заметить, что величина IL равна средней индикаторной
силе в изотермическом цикле у компрессора двойного действия и находится
как отношение работы в таком цикле к удвоенной длине хода поршня.

Суммарная поршневая сила Пг всех рядов многорядного г-ступенчатого
компрессора с учетом коэффициента наполнения и потерь давления при
всасывании и нагнетании выражается

/7г==4-рвЛЛА(^-1) = г^^-Д(уТк- 1),	(III.21)

где — коэффициент наполнения, принимаемый для всех ступеней оди-
наковым; А— коэффициент влияния потерь давления, учитывающий так-
же влияние волновых явлений в газовом тракте (А = 1,10ч-1,25).

Зависимость суммарной поршневой силы Пг от конечного давления и
числа ступеней компрессора представлена на рис. II 1.6. Величина Пг выра-
жена в отношении к минимальной поршневой силе компрессора //«>, опрр-
деляемой по выражению (II 1.20). Кривые, представляющие поршневые
силы при одноступенчатом сжатии, даны для мертвых пространств в 5
и 10%. При построении остальных кривых мертвое пространство принято
10%. Все кривые построены без учета отклонения сжимаемости газа и по-
терь давления, т. е. для Д = 1.

Механизм движения и раму, т. е. базу компрессора, рассчитывают по
наибольшей поршневой силе в любом из рядов. Для ее уменьшения порш-
невые силы уравнивают, добиваясь равенства по рядам и внутри каждого
ряда. Если отношения давлений и мертвые пространства по ступеням
равны, а газ можно рассматривать как идеальный, то уравнивание порш-
невых сил по рядам достигается при одинаковом числе ступеней сжатия
в каждом ряду, а уравнивание поршневых сил внутри ряда — при выпол-
нении всех ступеней двойного действия или одинарного, но с попарным рас-
положением в ряду со стороны вала и крышки цилиндров.

У компрессоров, выполненных по несимметричным схемам с неодина-
ковым числом ступеней, обращенных в противоположные стороны ряда,
нет равенства поршневых сил. Иногда, чтобы уравнять поршневые силы,
перераспределяют отношения давлений между ступенями, несколько уве-
личивая их в ступенях, расположенных со стороны меньшей поршневой
силы, и уменьшая в ступенях, обращенных в противоположную сторону,
где поршневая сила больше. Той же цели можно достичь, увеличив мерт-
вые пространства в ступенях со стороны меньшей поршневой силы, что
влечет за собой увеличение диаметров цилиндров. Оба способа уравнива-
ния связаны с некоторой потерей энергии.

Отклонение сжимаемости реального газа вносит в равенство (III. 17)
погрешность тем большую, чем сильнее разнятся у различных ступеней
коэффициенты сжимаемости £ в условиях всасывания. У ступеней высокого
давления поршневая сила часто оказывается намного выше, чем у других
ступеней. Это приводит к значительному нарушению равенства поршне-
вых сил при ходе поршня в одну и другую сторону.

5.	ПРОМЕЖУТОЧНЫЕ ДАВЛЕНИЯ

При пуске компрессора промежуточные давления стабилизируются
не сразу. Установившийся режим достигается после более или менее дли-
тельной работы компрессора, когда прекращается накапливание газа
в межступенчатых емкостях. Но прежде чем коснуться зависимостей,
определяющих давления в установившемся режиме, рассмотрим процесс
нарастания давлений при пуске компрессора.

ДАВЛЕНИЯ ПРИ ПУСКЕ

До пуска компрессора все промежуточные давления равны атмосфер-
ному. При первом обороте вала I ступень подает порцию газа в трубо-
провод, связывающий ее со II ступенью, и количество газа в межступенча-
том пространстве I—II ступеней увеличивается, но одновременно частично
уменьшается на порцию газа, принятую II ступенью, объем которой
меньше, чем I ступени.

Во время первого оборота I ступень начинает нагнетать газ при атмо-
сферном давлении и сжимает его при нагнетании. При втором обороте
в соответствии с давлением, достигнутым в межступенчатом пространстве,
нагнетанию предшествует некоторое сжатие. При последующих оборотах
компрессора происходит дальнейшее повышение давления. Затем между
ступенями устанавливается давление, при котором II ступень в состоянии
принять весь газ, подаваемый I ступенью. Нарастание давлений между
остальными ступенями происходит в основном аналогично, но протекает
тем быстрее по абсолютной величине, чем выше порядковый номер
ступени.

Но давление нагнетания последней ступени, если емкость нагнета-
тельной сети велика, нарастает медленнее. Возможно не только относи-
тельное, но и абсолютное отставание роста давления нагнетания последней
ступени от роста его в предыдущей ступени. В этом случае избытком давле-
ния в предыдущей ступени открываются всасывающие и нагнетательные
клапаны последней ступени, и газ, не сжимаясь, транзитом проходит через

Рис. III.7. Кривые нарастания давления по ступеням
четырехступенчатого компрессора при заполнении емко-
сти в 1 м3

нее в нагнетательную сеть.
Тогда в межступенчатом
пространстве перед послед-
ней ступенью давление
зависит уже не от объема
всасывания последней сту-
пени, а от давления в на-
гнетательной сети и тех со-
противлений, которые
встречает газ в тракте по-
следней ступени. Если дав-
ление в нагнетательной
сети ниже давления вса-
сывания предпоследней
ступени, то и через нее газ
будет перетекать, не под-
вергаясь сжатию. Может,
наконец, случиться, что
таким же образом газ бу-
дет протекать через не-
сколько ступеней подряд.
Эти ступени начнут вклю-
чаться в работу лишь по
мере повышения конечного
давления.

Компрессор, предназна-
ченный для наполнения
баллонов, систематически
работает в режиме нарас-
тания конечного давления.

На рис. III.7 представлены кривые нарастания давлений по ступеням

четырехступенчатого компрессора такого назначения.

Иногда при пуске компрессора давление в нагнетательной сети уже
равно конечному. Чаще всего это бывает при параллельной работе несколь-
ких компрессоров на общую сеть. В этом случае последняя ступень ком-
прессора, в нагнетательной линии которой поддерживается высокое давле-
ние, а во всасывающей в начальный момент — атмосферное давление,
начинает работу при крайне высоком отношении давлений. Возможно, что
при первых оборотах компрессора полного сжатия до конечного давления
в последней ступени еще не произойдет, потому что уже при меньшем отно-
шении давлений весь всасываемый газ уместится в ее мертвом простран-
стве, и подача ступени будет равна нулю. Температура конца сжатия до-
стигнет при этом недопустимых пределов.

Опасность возникновения высоких температур в последней ступени
устраняется установкой в нагнетательной сети обратного клапана, рас-
полагаемого так, чтобы между цилиндром и клапаном был заключен объем,
превосходящий в несколько раз объем цилиндра. Соотношение объемов
должно быть не меньше того, которое существует между объемами нагне-
тающего цилиндра и межступенчатого пространства на ступенях промежу-
точного сжатия. Тогда давление за последней ступенью будет расти посте-
пенно, соразмерно с промежуточными давлениями.

Избежать при пуске роста температур в последней ступени можно и
другим способом, применяемым в компрессорах средней и большой произ-
водительности. Способ этот состоит в том, что участок нагнетательной сети
между цилиндром последней ступени и обратным клапаном соединяют бай-
пасной (перепускной) линией со всасывающей трубой I ступени или с ат-
мосферой (в компрессорах для воздуха). Перед пуском компрессора байпас
полностью открывают, а в период пуска постепенно прикрывают так, чтобы
конечное давление повышалось приблизительно пропорционально проме-
жуточному давлению перед последней ступенью.

В первые моменты работы компрессор всасывает количество газа
больше нормального, так как коэффициент наполнения I ступени бли-
зок единице. По мере роста давления он уменьшается, а вместе с ним
уменьшается и объем всасываемого газа.

ДАВЛЕНИЯ В УСТАНОВИВШЕМСЯ РЕЖИМЕ

При установившемся режиме масса газа, нагнетаемого в межступен -
чатое пространство предыдущей ступенью, равна массе газа, всасывае-
мого следующей.

При полном охлаждении в промежуточных холодильниках темпера-
туры газа, всасываемого всеми ступенями, равны. Следовательно, для
достижения расчетных промежуточных давлений необходимо, чтобы
объемы газа, всасываемого ступенями, уменьшались обратно пропорцио-
нально величинам этих давлений.

В действительности, при выборе размеров цилиндров объемы всасы-
вания по ступеням компрессора уменьшают, учитывая, кроме того, откло-
нения сжимаемости газа, его неполное охлаждение в промежуточных
холодильниках, различие значений теплового коэффициента, промежуточ-
ные отборы и выделение из сжатого газа влаги.

Влияние конечного давления на промежуточные. В ряде случаев ком-
прессор работает при конечном давлении, отличном от расчетного. При от-
сутствии мертвых пространств в цилиндрах это обстоятельство сказалось
бы только на отношении давлений в последней ступени.

Влияние же мертвых пространств проявляется таким образом, что
с ростом конечного давления увеличивается отношение давлений в послед-
ней ступени, уменьшается ее объемный коэффициент и, следовательно,
всасываемый объем. Но последняя ступень должна принять весь газ,
нагнетаемый предыдущей, и потому в последней ступени давление всасы-
вания возрастает в обратном отношении к всасываемому объему. Вместе
с тем повышаются давление нагнетания и отношение давлений в преды-
дущей ступени. В свою очередь, хотя и в меньшей мере, это приводит
к понижению объемного коэффициента предпоследней ступени, увеличе-
нию давлений всасывания в этой ступени и нагнетания в предыдущей.
Таким образом, увеличение конечного давления вызывает повышение всех
промежуточных давлений, а уменьшение — их снижение. То и другое свя-
зано с возвратным перераспределением сжатия, которое сильнее всего
проявляется в последней ступени, но прогрессивно снижается к первой.

Начальное давление влияет на промежуточные непосредственно. При
отсутствии мертвых пространств промежуточные давления изменились бы
пропорционально начальному. Возвратное перераспределение сжатия,
вызванное мертвыми пространствами, несколько ослабляет их изменение,
причем более заметно в последних ступенях.

Другие причины изменения промежуточных давлений. Неплотность
клапанов, поршневых колец и другие неисправности, вследствие которых
происходит утечка газа, отражаются на давлениях. Наличие таких неис-
правностей в I ступени уменьшает производительность компрессора. При
этом все промежуточные давления между ступенями снижаются. Если же
неисправность возникает в любой другой ступени и вызывает уменьшение
всасываемого ею объема, то промежуточное давление перед этой ступенью
возрастает, поскольку она должна принять все количество поступаю-
щего газа.

Масса газа, поступающего в компрессор, пропорциональна произве-
дению \дРвС1, где — коэффициент давления I ступени и рвс1 — ее номи-
нальное давление всасывания. Изменение %р1, возникающее в зависимости
от частоты вращения компрессора, длины всасывающего трубопровода
или силы пружин всасывающих клапанов I ступени, может также явиться
причиной изменения производительности и всех промежуточных дав-
лений.

Повышение сопротивления всасывающей линии, вызванное загрязне-
нием фильтра, снижает давление всасывания I ступени и все промежуточ-
ные. Напротив, повышение сопротивления в коммуникации между ступе-
нями увеличивает только давление нагнетания ступени перед сопротив-
лением, а давление всасывания после сопротивления практически не
изменяется.

При ухудшении охлаждения в промежуточном холодильнике увели-
чивается объем газа, поступающего в следующую ступень, и промежу-
точное давление повышается.

Следует помнить, что изменение промежуточных давлений при постоян-
ных условиях всасывания в I ступень и нагнетания из последней и неиз-
менной температуре охлаждающей воды является признаком неисправно-
сти компрессора.

6.	НЕПОЛНОЕ ОХЛАЖДЕНИЕ ГАЗА

В ПРОМЕЖУТОЧНЫХ ХОЛОДИЛЬНИКАХ

Предел возможного охлаждения газа в холодильнике определяется
начальной температурой поступающей воды. Даже при равенстве темпе-
ратур газа, всасываемого I ступенью, и поступающей воды неполное
охлаждение неизбежно. В зимнее же время года, когда температура вса-
сываемого газа ниже температуры охлаждающей воды, оно еще значитель-
нее. Необходимость соблюдения требуемых промежуточных давлений
заставляет увеличивать размеры цилиндров ступеней, расположенных за
холодильником, с таким расчетом, чтобы относительное возрастание объема
всасываемого газа было пропорционально относительному повышению
абсолютной температуры газа, вызванному недоохлаждением, т. е.

=	(Ш.22)

V вс * вс

Если средняя температура всасываемого газа около 27° С или 300° К,
то каждому градусу недоохлаждения газа соответствует увеличение его
объема на V3%. Но работа пропорциональна объему всасываемого газа.
Следовательно, каждый градус недоохлаждения газа
вызывает в следующей после холодильника
ступени увеличение работы на 1/3%.
Рис. III.8. Увеличение работы
в двухступенчатом компрессоре
при неполном охлаждении газа
между ступенями.

Площадь 1—2—2'—Г на рис. II 1.8 изображает увеличение работы
II ступени при неполном охлаждении.

В двухступенчатом компрессоре при равенстве работ в ступенях
недоохлаждение газа в промежуточном холодильнике на ГС вызывает
относительное увеличение всей индикаторной работы на 1/6%-

В z-ступенчатом компрессоре при равном недоохлаждении во всех
промежуточных холодильниках каждый градус недоохлаждения увели-
чивает суммарную индикаторную работу на
~=4-	%=4- (1 —г)% • <ш-23)

L.Z	0	2	О \	2 /

Следовательно, с увеличением числа ступеней
потеря работы от неполного охлаждения газа
возрастает.

В экономичных холодильниках стацио-
нарных компрессоров превышение конечной
температуры газа над начальной температу-
рой охлаждающей воды равно 8° С, но часто
величина недоохлаждения составляет 10—
15° С.

Увеличение объема газа, всасываемого
II ступенью (рис. II 1.8) или любой из сле-
дующих, возможно лишь при условии, что
объем цилиндра ступени, всасывающей недо-
охлажденный газ, заранее выбран с избытком.

Если неполное охлаждение не было учтено либо оказалось больше преду-
смотренного, то вследствие недостатка объема всасывания повышается
межступенчатое давление. В этом случае увеличение работы, вызванное
недоохлаждением газа, происходит не на ступени, всасывающей недоох-
лажденный газ, а на предыдущей. Однако на величине суммарной работы
в компрессоре такое перераспределение практически не отражается.

В одноступенчатом компрессоре затрачиваемая работа не зависит от
температуры всасываемого газа, а в многоступенчатом компрессоре она
изменяется с температурой всасываемого газа или охлаждающей воды.
При пропорциональном изменении абсолютных температур всасываемого
газа во всех ступенях компрессора величина работы остается постоянной.
Следует отметить, что при этом условии сохраняются неизменными и меж-
ступенчатые давления. Но они возрастают как при снижении температуры
газа, всасываемого I ступенью, так при повышении температуры газа
после межступенчатых холодильников.

7.	ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ОТБОР

По условиям эксплуатации иногда необходимо отвести из компрессора
часть сжимаемого газа при промежуточном давлении, а остальное коли-
чество сжать до конечного, более высокого давления. Возможно и противо-
положное требование — принять добавочное количество газа при промежу-
точном давлении. В том и другом случаях сжатие в компрессоре разделяют
на два участка: до давления отбора (или подвода) и от этого давления до
конечного, выбирая для каждого из участков необходимое число ступеней.
Отношения давлений в ступенях одного и другого участков обычно неоди-
наковы. Отбор (или подвод) газа отражается на размерах цилиндров: объ-
емы ступеней второго участка сжатия должны быть изменены пропорцио-
нально количеству сжимаемого газа.

При переменном давлении отбора массовая производительность ступе-
ней второго участка сжатия изменяется пропорционально давлению.
Если необходимо сохранить ее постоянной, то применяют специальные ре-
гулирующие устройства, которые при увеличении давления уменьшают
объем газа, поступающего в первую после отбора ступень.

8.	ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ КОМПРЕССОРА
И СЕКУНДНЫЕ ОБЪЕМЫ ГАЗА,
ВСАСЫВАЕМОГО СТУПЕНЯМИ

Объемной производительностью компрессора называют объем газа,
нагнетаемого в единицу времени, например в секунду, замеренный
на выходе из компрессора, но пересчитанный
на условия всасывания, т. е. на давление и температуру во
всасывающем патрубке цилиндра I ступени. При пересчете учитывают
отношения давлений и температур, отклонение сжимаемости газа и добав-
ляют объем пара, соответствующий выделившейся влаге.

При промежуточном отборе (или подводе) газа различают объемную
производительность до и после отбора (подвода). Величину производитель-
ности ступеней до отбора определяют по расходу газа, нагнетаемого по-
следней из этих ступеней, приведенному к условиям всасывания I ступени.
Для ступеней после отбора ее находят по конечному расходу газа, пересчи-
танному на условия всасывания первой из ступеней после отбора.

Объемная производительность компрессора, особенно при нескольких
ступенях сжатия, весьма мало зависит от внешних условий: температуры
всасываемого газа, его давления и влажности, т. е. от его состояния и
является параметром, характеризующим компрессор.

Массовая производительность компрессора (т, кг!сек} находится умно-
жением объемной (V, м31сек) на плотность всасываемого газа (р, кг!м3)
m = Vp.	(III.24)

Плотность газа зависит от внешних условий, не связанных с работой
компрессора. Поэтому массовая производительность не может служить его
параметром. Ею, однако, все же пользуются в качестве паспортной вели-
чины дожимающих компрессоров, у которых она мало зависит от атмо-
сферного давления и влажности газа, но нагляднее, чем объемная, харак-
теризует машину.

Материальное количество нагнетаемого газа выражают также пода-
чей — объемным расходом сухого газа, отнесенным к нормальным усло-
виям, например к стандартному атмосферному давлению (р0 = 10 1325 «Ли2)
и температуре (tQ = 20° С).

Величина подачи, представляющая интерес для потребителей газа,
так же, как и массовая производительность, зависит от начальных пара-
метров рвс1 и Твс1 и парциального давления водяных паров и поэтому не
может служить параметром компрессора. В отличие от массовой произво-
дительности она не учитывает наличия водяного пара во всасываемом газе.

Подача Vo (м3/сек) и объемная производительность V связаны между
собой соотношением

V0 = h.e-~^~V,	(Ш.25)

Ро 1 eel

где г — относительный объем сухого газа в объеме влажного, поступа-
ющего в компрессор.

Секундный объем газа Veci (м3/сек), всасываемого любой z-й ступенью,
зависит от производительности:
для идеального газа

=	(Ш.2б)

Peel 1 6С1

для реального газа

Vdci = Ц(-	• 4^- V.	(III.26')

Peel * eel ъвс1

Здесь рбс, Твс и %вс — давление, абсолютная температура и коэффициент
сжимаемости газа по состоянию во всасывающем патрубке первой и Z-й
ступеней; р— коэффициент соотношения объемов, выра-
жающий отношение действительного объема газа, всасываемого Z-й сту-
пенью, к объему, соответствующему производительности.

И = IMWo.	(III.27)

где [ty — коэффициент утечки, определяющий относительное
увеличение объема всасываемого газа для покрытия последующих утечек;
рбЛ — коэффициент выделения влаги, показывающий
относительное уменьшение объема всасываемого газа вследствие конденса-
ции влаги в холодильниках предыдущих ступеней; р0 — коэффи-
циент отбора, выражающий относительное изменение объема вса-
сываемого газа вследствие отбора или подвода его после любой из преды-
дущих ступеней

=	(Ш.28)

Здесь V nV' — объемная производительность до и после отбора при одина-
ковых условиях (например, всасывания в I ступень), м?!сек.

Для I ступени рбЛ1 = 1 и р01 = 1 и величина секундного объема вса-
сываемого газа

Voci = M7,	(III.29)

где — коэффициент утечки для I ступени.

Секундный объем, всасываемый любой ступенью, зависит от вели-
чины ее рабочего объема

Vecl^KlVhin==KlVhi9	(III.30)

где KHi — коэффициент наполнения Z-й ступени; Vhi — ее рабочий
объем, Л£3; Vhi == Vhin — секундный рабочий объем, м3/сек\ п — частота
вращения вала компрессора, сек"1.

Таким образом, объемная производительность компрессора, секундный
объем газа, всасываемого I ступенью, и ее секундный рабочий объем
связаны равенствами

V ™ Vecl- —	=	(III.31)

где

% = ^J. = VK1	(Ш.32)

— коэффициент производительности компрессора,
выражающий соотношение между производительностью компрессора и
секундным рабочим объемом его I ступени, причем	— коэф-

фициент герметичности компрессора.
Точно так же при отборе после i-й ступени объемная производитель-
ность V всех следующих ступеней и объемы	и Vh (h-d первой

после отбора ступени находятся в соотношениях:

__	(1-Н) _(Н-1)	(III 33)

JW+1)

УТЕЧКА ГАЗА

При сжатии газа в компрессоре происходят его потери через неплот-
ности, например сальниковые уплотнения, поршневые кольца, прокладки,
клапаны и т. п. Эти потери повышают затрату энергии в связи с тем, что
компрессор сжимает большее количество газа, чем подает в нагнетательный
трубопровод.

Потери газа через неплотности подразделяются на внешние (утечки)
и внутренние (перетечки).

Газ, сжимаемый в компрессоре, проходит все ступени сжатия, образуя
поток последовательно через цилиндры, холодильники, маслоотделители
и связывающие их трубопроводы. Все они составляют внутреннюю газо-
вую коммуникацию компрессора, заключенную между всасывающей ли-
нией и запорным вентилем на нагнетании. Клапаны цилиндров разделяют
внутреннюю коммуникацию на отсеки по ступеням давления, причем
во время всасывания или нагнетания полости цилиндров поочередно вклю-
чаются в отсеки предыдущего или последующего участков коммуникации,
а при закрытых клапанах образуют отдельные отсеки, в которых давление
переменно. Всасывающая линия во внутреннюю коммуникацию компрес-
сора не входит. Полость цилиндра I ступени во время всасывания сооб-
щается со всасывающей линией и на это время исключается из внутренней
коммуникации.

Утечки газа могут происходить в атмосферу, во всасывающую линию
или в сообщенные с ними полости, например, картер или уравнительные
полости цилиндров, которые встречаются в некоторых конструкциях ком-
прессоров с дифференциальным (ступенчатым) поршнем и служат для
уравнивания поршневых сил. Утечки уменьшают прямой поток газа
и снижают производительность компрессора.

В цилиндрах компрессора причинами утечек являются неплотные или
закрывающиеся с запаздыванием всасывающие клапаны I ступени и не-
плотные сальники. Утечки газа возникают также через неплотности порш-
ней, по другую сторону которых расположена уравнительная полость,
сообщающаяся со всасывающей линией компрессора, или полость картера
(у бескрейцкопфных машин). В коммуникациях утечки чаще всего про-
исходят через предохранительные клапаны, вентили и фланцевые соеди-
нения. Особенно велики они при разрушении коррозией трубчатки холо-
дильников.

Значительные утечки часто возникают в устройствах регулирования
производительности и разгрузки, причем главным образом через уплот-
няющие кольца в пневматических регуляторах, сервомеханизмах и пере-
ключателях поршневого типа.

Перетечки газа не связаны с его потерей — сжатый газ из отсеков боль-
шего давления перетекает в отсеки меньшего давления, в которых он вновь
попадает в прямой поток и подвергается повторному сжатию. Так обра-
зуются циркулирующие токи газа, которые увеличивают количество
газа, сжимаемого в отдельных ступенях. Не влияя непосредственно на
производительность, перетечки вызывают потерю энергии и, в отличие от
утечек, повышают промежуточные давления.
Источниками перетечек являются неплотности всасывающих и нагне-
тательных клапанов всех ступеней, кроме I ступени, и тех поршней, по дру-
гую сторону которых находятся рабочие или уравнительные полости,
не сообщающиеся со всасыванием или атмосферой. В коммуникации пере-
течки возникают при неплотности вентилей внутренних перепускных
линий.

Неплотности или запаздывание закрытия нагнетательных клапанов
I ступени, неплотность поршня I ступени, если она двойного действия,
и поршней других ступеней, если они примыкают к I ступени и выполнены
с нею в дифференциальном блоке, вызывают поочередно утечки и перетечки.
Утечки возникают при пропусках газов в полость I ступени, когда в ней
происходят расширение и всасывание свежего газа. Влияние этих утечек
на производительность равноценно влиянию утечек непосредственно во
всасывающую линию компрессора. Во время сжатия и нагнетания проис-
ходят перетечки, так как просочившийся газ остается во внутреннем тракте
и составляет добавку к газу, поступающему в компрессор.

Объем газа Vec.K, поступающего в секунду во всасывающую линию
компрессора, превышает величину объемной производительности V на
сумму всех утечек газа в атмосферу Vy (рис. II 1.9)

vec K = v + v'y-

Секундный объем газа, всасываемого в I ступень,

Veci — Vec, к + У у,

где Vy — секундный объем всех утечек во всасывающую линию.

Таким образом,

vecl=v + (p; +v^) = v + vy,

где Vy — суммарный секундный объем внешних утечек, м?/сек.

Учитывая полученную зависимость и формулу (II 1.29), находим
величину коэффициента утечек для I ступени

^=-^=1+^.	(III.34)

Расход газа на покрытие всех утечек составляет паразитный поток
утечек, а возврат газа к месту возникновения перетечек — паразитный
поток перетечек. Первый постепенно убывает, а второй вначале накапли-
вается (рис. II 1.9). При этом в общем паразитном потоке часто больше
газа поступает не в I ступень, а в одну из следующих.

Общий паразитный поток утечек и перетечек поступает в каждую из
ступеней сверх количества, определяющего производительность. Отноше-
ние полного расхода газа в ступени к производительности выражает коэф-
фициент утечки для каждой ступени.

Обозначим через v отдельную утечку (или перетечку) в долях объемной
производительности компрессора. Тогда коэффициент утечки для г-й
ступени

=	(III.35)

где 2Х- — суммарный относительный расход газа, составляющий паразит-
ный поток утечек и перетечек, поступающих в Z-ю ступень.

Для достижения заданной производительности и необходимых про-
межуточных давлений, а иногда для обоснования выбора схемы важно
в расчете компрессора правильно учесть величину ожидаемых утечек.
При этом опускают утечки, которые малы или в исправной машине должны
Рис. III.9. Утечки и перетечки в шестиступенчатом компрессоре

\Вы ход вентиль]
отсутствовать, и ограничиваются основными утечками через клапаны уКЛУ
поршни уп и сальники vc.

Утечки в исправном компрессоре для воздуха (относительный расход):
через клапаны вследствие неплотности и запаздывания закрытия

= 0,01—0,04;

через поршни ступеней одинарного действия

v„ = 0,01 -и 0,05;

через поршни ступеней двойного действия

= 0,003 — 0,015.

В компрессорах с дифференциальным поршнем утечка через поршень
последующей ступени поступает непосредственно в цилиндр предыдущей
ступени. Но на объеме, который последняя всасывает, отражается только
часть утечки, приходящаяся на периоды расширения и всасывания, рав-
ная около 0,5vrt (уп — относительная величина утечки из ступени, теря-
ющей газ).

Компрессорам малой производительности с пониженной скоростью
поршня, а также ступеням высокого давления свойственны большие
значения v.

Утечки через сальники определяются в зависимости от величины давле-
ния газа. Приближенно

vc = (0,0002 ч- 0,0010)V(0,7e+ V) рвс,	(III. 36)

где рвс — давление газа, всасываемого ступенью, снабженной сальником,
Мн/м2; 8 — отношение давлений в этой ступени.

Следует отметить, что утечки через поршневые кольца и сальники
снижаются с увеличением частоты вращения, причем в компрессорах со
смазкой цилиндров не только относительно, но и по абсолютной вели-
чине. При относительно легких газах утечки увеличиваются. Так, при
сжатии водорода они в 4, гелия — в 2,4 и азотноводородной смеси
(75% Н2 + 25% N2) — в 1,85 раз больше, чем при сжатии воздуха.

Для газов, плотность которых существенно отличается от воздуха,
следует вводить поправку

(Ш.37)

где k — показатель адиабаты; R — газовая постоянная.

Уплотнения в компрессорах для легких газов должны выполняться
более тщательно и поэтому исходные значения v нужно выбирать без
завышения.

Вычисление сумм всех ступеней удобно производить табличным
способом. Следует иметь в виду, что утечка (или перетечка) через поршень
ступени двойного действия и клапаны является местной и должна при-
ниматься в расчет только при вычислении объема газа, поступающего
в свою ступень. Утечка же через поршень одинарного действия и сальник
вызывает паразитный поток, который до поступления в ступень, где она
возникает, проходит через некоторые или все предыдущие ступени в зави-
симости от схемы компрессора. Порядок вычисления сумм 2vt и значений
коэффициентов \tyi дан в табл. III.2 для шестиступенчатого компрессора
(рис. III.9).

Утечки в компрессоре связаны с потерей энергии. При равных коли-
чествах уходящего газа наибольший ущерб наносят утечки газа из ступеней
Таблица III. 2

Вычисление коэффициентов утечки
для шестиступенчатого компрессора (рис. III. 9)

Место утечки	Относительные расходы газа на восполнение утечек пеням компрессора					по сту-
	1	11	III	IV	V	V]
Клапаны:  I ступени  II	»  III	»  IV » V »  VI »  Поршнев. е кольца  1	ступени  II	»  III	»  IV	»  V	»  VI	»  Сальники:  III	ступени  IV	»	г-	”	е  £11111	£ 1 £ 1 £ 1	£ £  о о	-4	ТГ	«О  1 з 1 1 1 1	1 ё § £ § £ S3  1	2» ।	•	1	1	1	Ю 2> Ю  o' о"	V«3  V/Z4 vn5  VC4	1 1 1 £ 1 1	1 1 1 £ £ £	1 £	II £ < 1 1 1 1	1 2 1 1 1 1	1 I =* 1 1 । 1 1	2 1 1 1 1 1
Суммарный относитель- ный расход в паразит- ном потоке		2*2	2b	2v4	E V5	S v6
Коэффициент утечки	1 +	1	1 4-	1 +5v4	1 + Lv5	

высокого давления в атмосферу, во всасывающую магистраль компрессора
или в ступени низкого давления.

Влияние утечек на к. п. д. компрессора зависит от схемы расположения
ступеней компрессора и это должно учитываться при разработке и сопо-
ставлении различных схем. В компрессорах с уравнительной полостью
утечки больше.

- При оценке схем компрессоров руководствуются значениями суммар-
ных относительных расходов

В условиях эксплуатации утечки, как правило, являются главной при-
чиной падения производительности, изменения промежуточных давлений
и снижения экономичности работы компрессора. Значительные утечки
сопровождаются заметным снижением промежуточных давлений, а пере-
течки — их повышением. В том и другом случае в отдельных ступенях
сжатия повышается температура нагнетаемого газа, причем часто не в сту-
пени, теряющей газ, а в последней ступени компрессора. Так, в двухступен-
чатом компрессоре при большой утечке из I ступени значительное повыше-
ние температуры наблюдается во II ступени, где отношение давлений уве-
личивается.
ВЫДЕЛЕНИЕ ВЛАГИ

Газ, всасываемый I ступенью компрессора, обычно содержит некоторое
количество влаги. При сжатии парциальное давление водяных паров
повышается, а при последующем охлаждении газ перенасыщается влагой,
избыток которой конденсируется. Соответственно этому объем всасывания
II ступени нужно уменьшить. Объемы всасывания следующих ступеней
должны быть уменьшены в большей мере, так как после дальнейших сжа-
тий и охлаждений газ все полнее освобождается от влаги.

Условием конденсации влаги после I ступени служит зависимость

П1&1 > Рн. п2->

(III.38)

где <рх — относительная влажность газа, поступающего в компрессор;
8Х — отношение давлений в I ступени; рн,п1 и рн.п2 — давление насыщен-
ного пара при температурах всасывания в I и во II ступени.

Если температура всасывания в I ступень значительно ниже, чем во II
(в зимних условиях), или относительная влажность <рх мала, то конденса-
ции влаги перед II ступенью не наблюдается. В таком случае выделение
влаги перед III ступенью происходит при условии

ФгРн. > Рн.

(III.39)

где 82 — отношение давлений во II ступени; рн.пз —давление насыщенного
пара при температуре всасывания в III ступень.

Коэффициент выделения влаги, определяющий уменьшение объема
газа при конденсации пара, для условий всасывания в Z-ю ступень находят
из соотношения

_______ Peel — У1Рн. т
^eAi peel “ Рн. ni

Peel

Peel

(III.40)

где рвс1 и peci — номинальные давления всасывания соответственно
в первую и f-ю ступени; рн.п1 и pH,ni — давления насыщенного пара при
температурах всасывания в те же ступени.

Значения рн.п при различных температурах даны в табл. III.3. С ростом
температуры парциальное давление водяного пара и, следовательно, коли-
чество влаги в газе резко увеличивается.

Таблица Ш.З

Давление п (я/лг2) и плотность п {кг/м3) насыщенного водяного пара
при различных температурах

t, °C	рн. п	рн. п	°C	рн. п	рн. п	t, °C	рн. п	рн. п	f,°C	рн. п	р«. п
10	1228	0,00940	20	2337	0,01729	30	4241	0,03036	40	1 375	0,05115
11	1312	0,01001	21	2486	0,01833	31	4491	0,03205	41	7 777	0,05376
12	1402	0,01066	22	2643	0,01942	32	4753	0,03381	42	8 198	0,05649
13	1497	0,01134	23	2808	0,02057	33	5029	0,03565	43	8 639	0,05935
14	1597	0,01206	24	2982	0,02177	34	5318	0,03758	44	9 101	0,06234
15	1704	0,01282	25	3166	0,02304	35	5622	0,03960	45	9 584	0,06545
16	1817	0,01363	26	3360	0,02437	36	5940	0,04172	46	10 088	0,06868
17	1936	0,01447	27	3564	0,02576	37	6274	0,04393	47	10 614	0,07205
18	2062	0,01536	28	3779	0,02722	38	6624	0,04623	48	11 163	0,07557
19	2196	0,01630	29	4004	0,02875	39	6991	0,04864	49	И 736	0,07923
При постоянной температуре масса насыщенного водяного пара про-
порциональна объему влажного газа и приблизительно обратно пропор-
циональна его давлению. При давлении газа выше 1 Мн/м2, остаток влаги
весьма мал, и для всех ступеней, производящих всасывание при таком
или более высоком давлении, может не учитываться. В этом случае вели-
чина неизменная для этих ступеней, рассчитывается по формуле

Рвс1~2рн'п'	(III.41)

9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОМЕЖУТОЧНЫХ ДАВЛЕНИЙ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

В ПОВЕРОЧНОМ РАСЧЕТЕ КОМПРЕССОРА

Задача поверочного расчета — по рабочим объемам цилиндров и отно-
сительным объемам мертвых пространств определить производительность
компрессора и промежуточные давления между ступенями. При этом пред-
полагается, что известны состав газа, начальное и конечное давления и
температуры всасывания по всем ступеням.

При проектировании компрессора диаметры цилиндров часто округ-
ляют и их рабочие объемы несколько отличаются от расчетных. Относи-
тельные мертвые пространства, уточняемые при рабочем проектировании,
также отличаются от принятых в первоначальном расчете. Оба эти обстоя-
тельства сказываются на объемах газа, всасываемого по ступеням, и вызы-
вают необходимость уточнения параметров проектируемого компрессора.

Надобность в поверочном расчете возникает также при изменении
режима работы компрессора по давлениям, производительности или
в случаях применения компрессора в условиях, отличных от расчетных.

Задача определения промежуточных давлений в z-ступенчатом компрес-
соре сводится к решению системы г — 1 уравнений, где неизвестными яв-
ляются все промежуточные давления. В каждом из уравнений эти давле-
ния участвуют в сложных степенных зависимостях, вследствие чего анали-
тическое решение системы весьма затруднительно.

Известны различные приближенные способы выполнения поверочного
расчета [11, 80]. В способе, предложенном автором, первоначально на-
ходят предварительные промежуточные давления, а затем их уточняют.
Допустим, что у всех ступеней = 1 и = 1. При этом объемы газа,
всасываемого по ступеням, равны Veci = ^piVhi. Если газ идеальный
(Вес == 1) и влага не выделяется (рвл = 1), предварительное номинальное
давление всасывания i-й ступени peci, представляющее собой промежуточ-
ное (межступенчатое) давление между (i — 1) и г-й ступенями, определяется
выражением

п* __ №y№oiTecikplVhl	/ттт до\

Р^’

где — коэффициент утечек; р0 — коэффициент отбора; Твс — номи-
нальная температура всасываемого газа; — коэффициент давления
(для ступеней выше первой допустимо считать = 1); Vh — рабочий объем
цилиндра.

Индексы 1 и i принадлежат величинам, относящимся соответственно
к первой и Z-й ступеням. Знаком (*) отмечены предварительные значения
давлений и других величин, определяемых этими давлениями. Для газа,
выделяющего влагу, и для реального газа

__ ^yiP’OiP’eAiieci^'ecftpiVhl „	/ттт ло\

Peci -	(Ш Л,3)
где р,о — коэффициент выделения влаги; %вс — коэффициент сжимаемости
в условиях всасывания.

Коэффициент щЛ, а во многих случаях и коэффициент %вс выражаются
величинами, близкими к единице, и весьма мало изменяющимися при
последующих уточнениях промежуточных давлений. Поэтому и %вс
рассматриваются как постоянные, причем, если они известны по предвари-
тельному термодинамическому расчету, то принимаются их прежние зна-
чения. В противном случае они находятся по предварительным давлениям,
вычисленным по формуле (II 1.42), и температурам всасывания соответ-
ствующих ступеней. При больших отклонениях в сжимаемости газа сле-
дует найденное значение %вс{ уточнить по давлению, вычисленному повторно
по формуле (III.43), а затем пересчетом по уточненному ieci заново
определить

По найденным таким путем предварительным давлениям p*eci и извест-
ному из задания конечному давлению рк нужно определить для II ступени
и всех следующих номинальные давления всасывания peci и найти произ-
водительность компрессора. Для этого могут быть предложены графиче-
ский и численный способы расчета.

ГРАФИЧЕСКИЙ СПОСОБ РАСЧЕТА

Как известно,

К = К (е, а, п) и (в),
где п — показатель политропы конечных параметров в процессе расши-
рения.

Графический способ расчета основан на применении номограммы (см.
рис. 18 и 19, приложение), представляющей в логарифмических координа-
тах зависимость произведения А = от отношения давлений 8. Вели-
чина А выражается кривыми Л(а, n) = /(е), построенными для различных а
и п. На рис. 18 дана часть номограммы с кривыми для п = 1,15; 1,20;
1,25 и 1,30, а на рис. 19 — другая часть для п = 1,30; 1,35; 1,40.

Отправными точками для расчета служат предварительные значения st,
вычисленные для всех ступеней компрессора и нанесенные на верти-
кальную шкалу номограммы. На рис. III. 10 расчет произведен для че-
тырехступенчатого компрессора. Расчетные графики, повторяющие опре-
деленные участки номограммы, построены отдельно для каждой из ступеней
компрессора.

Из точки 81 на графике I ступени, где нанесены кривые для пъ проводим
горизонталь до кривой (на графике п± = 1,2; аг = 0,1). Отрезок
горизонтали до кривой определяет величину Л* при предварительном отно-
шении давлений. Он выражает собой относительное снижение произво-
дительности компрессора и, следовательно, снижение всех промежуточных
давлений, включая давление перед последней ступенью. При этом в по-
*

следней ступени отношение давлений увеличится и составит —4 . Вслед-
А

ствие влияния собственного мертвого пространства и подогрева поступа-
ющего газа величина объема, всасываемого последней ступенью, умень-
шится пропорционально Л' = Это вызывает повышение давления
всасывания последней ступени и снижение отношения давлений в ней,
также пропорциональное Л'. В итоге, первое уточненное отношение дав-

Л4

лений последней ступени равно е4 = —-v s4.
В логарифмических координатах величина -4 выражается суммой
А

ординаты 8* и отрезка Л^ (во всех случаях 1g Л <0и при делении отре-
зок Л добавляется). Величина же Л', определяя еще неизвестное 8^, сама
оз него зависит. Но эти величины изменяются пропорционально друг другу
и в графическом расчете находятся весьма просто. Для этого достаточно
от точки е* на ординате графика IV ступени отложить вниз отрезок Л*
и ог конца этого отрезка построить луч, наклонный под углом в 45°, до

I ступень Я ступень	Ш ступень	IVступень

п = 1>20	п = 1,25	п = 1,30	п=1,35

Рис. ШЛО. Пример расчета промежуточных давлений по номограмме

встречи с кривой, соответствующей значениям а4 и п4, а отсюда провести
горизонталь до оси ординат. Точка ее пересечения с осью ординат опре-
деляет величину 84, а отрезок от точки 8' до конца Л* будет соответство-
вать Л'.

У всех промежуточных ступеней при = 1 и = 1 и, следовательно,
при Л = 1 уменьшение производительности вызвало бы пропорциональ-
ное снижение давлений всасывания и нагнетания. Поэтому у этих ступеней
отношения давлений остались бы неизменными. Но вследствие влияния
мертвых пространств и подогрева при всасывании, отношение давлений
в каждой из промежуточных ступеней увеличивается обратно пропорцио-
нально величине Л для следующей ступени и уменьшается пропорцио-
нально величине Л для своей ступени.

Соответственно этому на графике для III ступени откладываем на оси
ординат отрезок Л' книзу от точки в*. Затем построением наклонного
луча до кривой а3 при п3 и горизонтального луча до пересечения с ордина-
той находим Лд и 8g. На графике для II ступени отрезок А'3 откладываем
вниз от точки 8*. Здесь производим аналогичные построения и находим
отрезок Л2 и, отложив его на графике для I ступени, получаем значение А',
которое точнее, чем Л*, определяет снижение производительности. Его
переносим на график последней ступени, откладывая по-прежнему вниз
от точки 8*.

Повторяя все построения, определяем отрезок Л", переносим его на
график IV ступени и г. д. до получения отрезка Л" первой ступени. Рас-
стояние между лучами первого и второго построения последовательно
уменьшается. При большом числе ступеней лучи сливаются уже при втором
построении. При малом числе ступеней может потребоваться еще одно
построение. Значения 8, полученные для всех ступеней при последнем по-
строении, являются окончательными. Для точности расчета наклонные
и горизонтальные лучи должны быть строго параллельны ориентирующим
линиям, нанесенным под углом в 45° в правом нижнем углу номограммы.
Для проверки правильности найденных значений 8 следует пользоваться
зависимостью

По величинам 8, найденным в расчете, уже нетрудно определить все
промежуточные давления, т. е. значения peci, и, зная Aj = вычи-
слить величину производительности V (м3/сек), которая равна

V = Щ» уыП =	у	(Ш.44)

где п — частота вращения компрессора, сек"1.

Отсчет численного значения найденной графически величины Аг
производится по горизонтальной шкале, помещенной вверху номограммы.

При построении на номограмме (см. рис. 18 и 19, приложение) кривых
для всех значений а и п были приняты средние значения по графику
рис. II. 10. При выше или ниже средних следует нужный для расчета
участок кривой отнести вправо либо влево настолько, насколько Хг,
уходя от среднего значения, приближается к своей верхней или нижней
границе. Граничные значения Хг, соответствующие рис. 11.10, нанесены
на номограмму (см. рис. 18 и 19, приложение) по обе стороны оси
ординат.

Кривые для различных а и п построены с учетом по формуле для
идеального газа. В случае реального газа расчет следует вести по приведен-
ному относительному мертвому пространству a', значение которого нахо-
дится из соотношения

— 1

(III.45)

— 1

* _
е п

где а — действительное относительное мертвое пространство; %вс и —
коэффициенты сжимаемости газа в условиях всасывания и нагнетания,
определяемые по предварительным давлениям всасывания и нагнетания
и соответствующим температурам в рассматриваемой ступени; 8* — отно-
шение предварительных давлений.

Если значения некоторых расчетных величин выходят за пределы
номограммы, ее можно дополнить нужными кривыми, определяющими
А = КК = f (8).

Графические расчеты оформляются на дубликатах номограммы с рас-
четным построением.
Пример. Пользуясь номограммой (рис. 18 и 19, приложение), произвести расчет про-
межуточных давлений в четырехступенчатом компрессоре для воздуха при начальном дав-
лении 0,1 Мн/м2, конечном 15,1 Мн/м* и следующих данных по ступеням:

Ступень  I	е*  3,51	п  1,2	а  0,10
II	3,88	1,25	0,125
III	3,70	1,3	0,15
IV	3,00	1,35	0,13

Выполнение расчета для этих данных показано на графиках рис. III. 10. В результате
расчета получены 8Х = 3,73; 82 = 3,82; 83 = 3,40 и 84 = 3,12.

Произведение всех 8 составляет 151, что совпадает с отношением конечного давления
к начальному. При начальном давлении peci — 0,1 Мн/м2 промежуточные равны: рг =
= 0,373, р2 = 1,425 и р3 = 4,84 Мн!м2.

Величина Лр определяющая производительность, равна 0,76.

ЧИСЛЕННЫЙ СПОСОБ РАСЧЕТА

Как и при графическом способе первоначально вычисляют предвари-
тельные давления p*eci для второй и всех следующих ступеней, определяют
для первой и последней ступени значения 8* и находят по ним X*, Л* и
Л* = Л*Х*. Затем, путем нескольких пересчетов, уточняют давление вса-
сывания последней ступени. Первое приближение производят по формуле

* ^1	Рк	'	А

Pecz 1 == Pecz—потом вычисляют 8г х = ---- и определяют v

Az	Pecz, 1

* л*

i и Л2)1 =	Во втором приближении pecZt 2 = Pecz-r^-

Лг, 1
и т. д. Интервал между значениями рвсг быстро убывает и последнее из

двух практически одинаковых рассматривается, как первое уточненное
давление р'всг.

Для уточнения давления всасывания второй от конца ступени вычи-

сляют 8(2_1)1 =

Pecz	А	Л	л

------ , затем A^(z—1)1, ^t(z—1)1> /1(z-1)1 И рвс (Z—1)1 =

Рвс (г—1)

= PL	1—:— • Продолжая расчет, получают новые A(2-i) 2 и peC(z-i) 2

' ’ 1)1

и т. д., причем первое уточненное давление



Рвс (z~ 1) Рвс (z— 1) m ~ Рвс (z— 1) т—Г

Переходя таким путем от каждой ступени к предыдущей, находят пер-
вые уточненные давления всасывания всех остальных ступеней, вклю-
чая р'вс 2, а также уточненное значение А' для первой ступени компрессора.
Но производительность компрессора пропорциональна величине Ль
Поэтому все промежуточные давления изменятся в отношении Л'/Л*.
При этом перераспределяется сжатие и изменяются по ступеням значения 8,
и ЛГ, что также отражается на промежуточных давлениях. Для уточ-
нения их прибегают ко второму кругу последовательных приближений.

По второму кругу уточнения новое приближенное давление всасыва-

ния последней ступени pecz. х = рвС2 —- . Его величине соответствуют
Az

е' р 1» Чг, 1 и A'z, 1 » 0ТКУДа второе уточненное давление р'^^^
х

== Pecz~T'—” При последующих вычислениях находят р'всг 3 и т. д. до
Az, 1
PeCz = P^.m^P'ecz^-ir Тем же путем находят значения p'K(z_ir
Рвс (z—2)’ * • *’ Рвс2*

Уточненные значения Ат заметно отличаются от вычисленных по пер-
вому кругу лишь у последних ступеней сжатия. У остальных они почти
полностью совпадают. Следовательно, А[ = А[ и дальнейшего уточнения
не требуется. Только при малом числе ступеней и сравнительно больших
мертвых объемах может понадобиться и третий круг уточнений.

При численном способе расчета переменные значения для реального
газа могут быть определены с учетом изменения коэффициентов сжи-
маемости т. е. несколько точнее, чем при графическом способе.
Графический расчет значительно менее трудоемок потому, что отношения
давлений е', е" и т. д. находятся сразу, а не путем последовательных
пересчетов.

Если для компрессора с промежуточным отбором задано давление
отбираемого газа, поддерживаемое постоянным путем регулирования,
поверочный расчет следует вести по участкам сжатия до и после отбора,
т. е. как для отдельных машин.

10. МОЩНОСТЬ КОМПРЕССОРА

И КОЭФФИЦИЕНТЫ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ

Индикаторная мощность компрессора NUHd,K находится как сумма
индикаторных мощностей по ступеням

Nинд. к =	(III.46)

где NUHd — индикаторная мощность ступени, найденная индицированием
или расчетом (см. гл. II, п. 3).

Если известны окончательные размеры цилиндров, клапанов, межсту-
пенчатой аппаратуры и трубопроводов, можно рассчитать индикаторную
мощность компрессора точнее, с учетом действительных потерь

Nинд.	Id Nном + 2 &N•	(III.47)

Здесь S NH0M — сумма номинальных индикаторных мощностей по ступе-
ням, вычисленных согласно формулам (11.36) — (11.39) по промежуточным
давлениям, найденным в поверочном расчете; S kN — сумма потерь мощ-
ности в клапанах и каналах газового тракта, метод расчета которых
приведен в гл. VI.

Мощность на валу компрессора NK превышает индикаторную NUH^.K
на величину мощности трения Nmp

NK = NUHd.K + Nmp.	(III.48)

Механический к. п. д. компрессора

=	(III.49)

зависит от схемы компрессора, его конструктивных особенностей, качества
изготовления, монтажа и состояния машины. Для средних и больших
вертикальных и угловых компрессоров в крейцкопфном исполнении
^мех = 0,904-0,95, горизонтальных оппозитных — 0,92—0,96, малых бес-
крейцкопфных — 0,804-0,85. Такие же значения цмех = 0,804-0,85 для
газовых циркуляционных компрессоров высокого давления, у которых
значительная часть мощности поглощается трением в сальниках.
Величина Nmp включает мощность, затрачиваемую на привод вспо-
могательных устройств: масляного насоса и лубрикатора. Если они выпол-
нены с индивидуальным двигателем, то мощность на валу компрессора
соответственно уменьшается, но в экономических расчетах учитывается
в сумме с мощностью на привод этих устройств.

В компрессорных установках с воздушным охлаждением привод вен-
тилятора потребляет дополнительную мощность до 5% от мощности на
валу без вентилятора, и при определении NK это учитывают.

Следует заметить, что компрессоры одинарного действия, как и двой-
ного, если они плохо уравнены по поршневым силам или выполнены на

Рис. 111.11. Зависимость механического к. п. д. от изменения индика-
торной мощности

нормализованных базах 1 с большим избытком прочности, имеют утяже-
ленный механизм движения. Вследствие этого у них увеличивается работа
трения и снижается механический к. п. д.

Мощность трения при неизменной частоте вращения компрессора
приблизительно постоянна (независимо от нагрузки) и близка мощности
холостого хода при работе без клапанов. Но механический к. п. д.

п ____ ^инд.к

меХ	Nцнд- к~\~ тр

со снижением индикаторной мощности ухудшается. С этим приходится
считаться, определяя мощность компрессора в режиме регулирования при
постоянных оборотах.

На графике рис. III. 11 показана зависимость т\мех от относительного
снижения индикаторной мощности и значения ?]мех при полной нагрузке.

В компрессорных установках, состоящих из компрессора и поршневого
двигателя (внутреннего сгорания, паровой машины), выполненных в одном
агрегате, разделить механические потери не представляется возможным.
Поэтому рассматривают механический к. п. д. компрессорной уста-

1 Базой компрессора называют его приводную часть, включающую станину или раму
и механизм движения.
новки г)лех. к. у, определяя его как отношение индикаторных мощностей
компрессора и двигателя

=	(III.50)

™ инд. д

При непосредственном соединении штоков компрессора и поршне-
вого двигателя г]мех, к.у = 0,92—0,96. Если же цилиндры компрессора
расположены в одном ряду машины, а цилиндры двигателя»— в другом
ТО Г]мех.к.у = 0,884-0,92.

Компрессоры малой и средней мощности часто приводятся в движе
ние от двигателя через передачу (ременная, зубчатый редуктор и т. п.)
В таких установках мощность Nd на валу двигателя превышает мощ-
ность NK на валу компрессора на величину потерь в передаче.

Коэффициент полезного действия передачи

Чпеу=^	(Ш-51)

состав л яет 0,96—0,99.

При непосредственном приводе мощность Nd, развиваемая двигателем,
равна NK.

Выбирая двигатель, учитывают возможное повышение мощности на
валу компрессора в связи с изменением начального давления газа и со-
отношения между начальными температурами газа и охлаждающей воды,
а также с загрязнением промежуточных холодильников и увеличением
перетечек газа в процессе эксплуатации.

Колебания барометрического давления составляют ±2,5% и это вызы-
вает пЪчти пропорциональное изменение мощности у воздушных и газовых
компрессоров, всасывающих при атмосферном давлении. Зимой из-за
большего снижения температуры газа, чем воды, происходит увеличение
потребляемой компрессором мощности, достигающее иногда 10%. Но в зим-
них условиях такую же перегрузку допускают для двигателей электри-
ческих и внутреннего сгорания. Учитывая все это, мощность выбирают
с превышением на 4—6%, т. е.

Nd = (1,04 -4-1,06) Ndf	(III.52)

где Nd — расчетная мощность двигателя в нормальных условиях.

Если начальное давление газа подвержено большим изменениям
(в некоторых промышленных установках при пусковых и переходных ре-
жимах работы), такой запас может оказаться недостаточным и выбор дви-
гателя следует производить по расчету мощности в наиболее тяжелом
режиме.

Экономичность энергетического оборудования и передач принято опре-
делять коэффициентом полезного действия, представляющим отношение
полученной энергии к затраченной. Компрессоры отличаются особен-
ностью, что вся расходуемая на сжатие газа энергия, а для реального
газа — почти вся, превращается в бросовое тепло, которое отводится
охлаждающей водой или воздухом (иногда часть тепла уходит с нагне-
таемым газом, но теряется по пути к потребителю). Таким образом, об эко-
номичности работы компрессоров нельзя судить по их к. п. д. в обычном
понимании. Критерием экономичности работы компрессоров может слу-
жить изотермическая мощность, которую рассматривают как условный
минимум.

Величину изотермической мощности определяют без учета потерь
давления и утечек газа. Для компрессора с водяным или воздушным охла-
ждением принимают во внимание различие температур поступающего газа

4 М. И. Френкель	97
и охлаждающей среды. Вместе с тем изотермическая мощность должна
определяться таким образом, чтобы величина ее не зависела от конструк-
ции компрессора и, следовательно, от числа ступеней и распределения
между ними сжатия. Поэтому для расчета изотермической мощности це-
лесообразно принять условие: сжатие до давления р = ервс1 (е = 2,718)
происходит при температуре газа, поступающего в компрессор (первый
участок сжатия), а затем —при температуре охлаждающей воды, средней
между температурами у входа и выхода (второй участок сжатия).

Тогда изотермическая мощность компрессора Nu3 (вт) при сухом иде-
альном газе

+^(lneK-l)l,	(III.53)

L у eci	J

где V — производительность компрессора, м3/сек; =	---общее

рвс!

отношение давлений в компрессоре; рвс1 — начальное давление посту-
пающего газа, н!м\ рк — конечное давление нагнетаемого газа, н1м\
Твс1 — начальная температура поступающего газа, °К; Tw — средняя
температура охлаждающей воды, °К-

Для сухого реального газа

Nu3 = Г1 + > (in - 1) + (ДВИ31 + ДВИ32) 1, (III.54)
где — коэффициент сжимаемости при давлении рвс1 и температуре
&Виз1 — показатель избытка работы в изотермическом цикле для
первого участка сжатия от рвс1 до р, определяемый по уравнению (1.31)
или по разности ABW31 = Bt — Во. Значения Во и Вг находят по графи-
кам рис. 1—6 (приложение) соответственно температуре tecl, причем Во —
по давлению pecl, Bt — по р = ервс1\ АВиз2 — тот же показатель, но
для второго участка сжатия. В разности &Виз2 = Вк — Вх величины В'х
и Вк соответствуют давлениям р и рк и средней температуре воды tw.

При влажном газе изотермическая мощность NU3.eA,3 определяется
суммой двух величин

N из. ел. г ~ Nиз. с. г 4“ Nиз. п>	(И 1.55)

где Nи3. с. г и ^из.п — мощности, затрачиваемые на сухой газ и водяной
пар.

Мощность Nиз. с. г находят по формулам (II 1.53) и (111.54) с учетом
объемной доли сухого газа во влажном

NU3.c.3 = NU3^~^-m ,	(III.56)

Peel

где ф — относительная влажность; рн.п1—давление насыщенного пара
(н/м2) при начальной температуре газа teCl.

Мощность NU3. П9 относящуюся к водяному пару, следует определять
по парциальному объему пара Vn в общем объеме влажного газа

Vc.2.+ Vn,

где Vc. г — парциальный объем сухого газа.

Водяной пар, присутствуя во влажном газе, увеличивает объем газа V
2

на Vn и, следовательно, к работе цикла компрессора L = J V dp добав-
1

2

ляется работа Ltl = Vn dp.
На рис. Ш.12 показана диаграмма, построенная в осях р, Vn и пред-
ставляющая своей площадью добавочную работу Ln. На ней изображен
ступенчатый изотермический процесс, протекающий при температурах t±
и причем t2 > tv

В начале сжатия по изотерме водяной пар не конденсируется и его
парциальное давление растет. При р2 давление пара достигает рн.п1 и даль-
нейшее сжатие до р3 сопровождается конденсацией.

При р8 процесс переходит на изотерму t2 и конденсация прерывается

до достижения давления р4, при котором парциальное давление пара ста-

новится равным давлению насыщения рн,п2, соответствующему тем-

пературе Л2. Если давление
газа повышается от р4 до
р5, конденсация пара уже
не прекращается.

Для определения NU3,n
удобно ступенчатый изо-
термический цикл разбить
на участки (I—IV, рис.
III. 12) и для каждого из
них найти дополнитель-
ную работу Ln, затрачи-
ваемую вследствие присут-
ствия водяного пара.

Значение давления р2
зависит от относительной
влажности- ср поступающе-
го газа

Pl _ ЧРн. щ _

Рг Рн.т

ИЛИ

Ръ — ф •

Рис. 111.12. Работа LU3, п в случае конденсации при
и /2

При давлении р3 заканчивается процесс изотермического сжатия при
температуре tY и начинается при Z2.

Давление р± находится из отношения

Рз __ Prt.ni
Р4 Рн. П2

Начальный объем влажного газа V, начальные парциальные объемы
сухого газа Vc.s и водяного пара Vn и дополнительную работу Ln для каж-
дого участка обозначим индексами по порядковому номеру участка.

На участке / конденсации не происходит. Поэтому

и величина работы
2	2

^nl “ J ^n dp = ФРя.л!^ 1 J ~~ ~ ^РРн.п! 1п = ФРН,М1У1 1п —. (II 1.57)
J	J р	Рх	ф

На участке II сжатие сопровождается конденсацией

У — Рн-Ы у — Рн-ni у	_ Pw.ni Р1 у _ Рн.п\ Pi — (РРн. т у

п Р	P~pH.ni С*г р — рн.ы'р с'г1	Р ' P~Pw.ni	1
и работа

з	з

Ln2 = f V„ dp = pH.nl — <pp„.nl) Vi f ,- j?—r =

J	J P\P — Pn.ni)

2	2

= (Pi - фр«.я1) Vi In Рз(Рз~Рн-п,\ 	(1П.58)

Рз \Pi — Ph. m)

На участке III влажный газ не насыщен водяным паром. Следова-
тельно,

vn = -^vn3.

Но

Т/ ____ Рн.П! Т7 ___ Рн.П1 Т7 __________ Рн.ПЛ Pl ^2 I/ ______________

v пЗ —	~ У 3 — ~	~ V с. гЗ — ~	~ * ~т~ у с. al —

Рз	Рз Рн. П1	Рз Рн- П1 Рз ' 1

Рз Рз—Рн.п.1 Т\ ь
отсюда

Ь„з = f Vn dp = p3Vn3 J 4 = Рн.т	' -r- Vi In-%- =

J	J P	Рз — Рн.т 11	Рз

3	3

Рн-пЛ.

Pl — ЧРн. т

Рз — Рн.п1

* 1	Рн.п.1

(III.59)

На участке IV, где снова выделяется влага,

У — Ри-«2 у ___

П Р

Рн.П2 |7	= Рн.П2

Р Рн.П2 Сг Р Рн.ПЪ

Р1 ^2 17	__

Р ' Л

Р Р--------Рн.П2	1

и работа на этом участке
5	5

Ли = j V„ dp = рн.п2 (Pi — <f>pH.ni)-jr- V1 j p(p—PpH ni)
4	4

=(p.-TP.,..)^v,in		<ni-60’

Суммируя полученные результаты, находим

Lua.n = Lnl + Ln3 + Ln3 + Lni = pH. „^fq. In |	щ +

( ф Рз — Рн.т 11 Рн. т

। (Pi — УРн. т) Г	Р2 (Рз — Рн. ni) I 2Z? |п ^(Рб — Рн.пъ) 11

Рн.т	L	Рз(Рг — Ph.hi) Ti Рз(Р^ — Рн.пъ) J J

Для упрощения выражения (II 1.61) допускаем

^2	1

Р1 — Ч>Рн.п1^Ръ Рз — Рн.ш^Рзу

(111.61)

Кроме того, по правилам приближенного вычисления

|п ^Р3 Рн- In ( 1 Рн-П1 \ _____________ |n ( 1 _ Рн.п1 \ Рн. ш Рн.ш .

Рз (Р2 — Рн. П1)	\	Рз /	\	Р2 /	р2 Рз ’

| п Р4 (Рб Рн?пъ)	Рн.пъ   Рн. П2

Ръ (р4 Рн. пг) Р4 Ръ
Учитывая принятые ранее обозначения р-а =	= е и -у- = ек

и обозначив дополнительно Рнт = у, получаем

Рн.ги

L«s.n = P«.niVj(p(ln4-+ O + j-lny---М.	(III.62)

L \ т / е	ьк J

Величина мощности Nиз.п (вт) определяется по формуле

Ки3.п=Рн.пУХ,	(III.63)

где pH.ni — давление насыщенного пара при начальной температуре
газа н/м\ V — производительность компресссора, м3/сек; X — функция,
определяющая величину NU3.n в зависимости от содержания водяного
пара в газе и условий конденсации.

Для сжатия по рассмотренной ступенчатой изотерме X представляет
часть формулы (II 1.62), заключенную в квадратные скобки. Функции X
для различных случаев изотермического сжатия влажного газа с конден-
сацией и без нее приведены в табл. III.4 [уравнения (III. 64) — (III.74)].

Мощность NU3,n, как правило, невелика и в большинстве случаев
представляет небольшую добавку к NU3tC,e.

Для компрессоров с промежуточным отбором газа изотермическую
мощность вычисляют отдельно по ступеням до и после отбора1.

Отношение изотермической мощности компрессора к индикаторной,
как и отношение соответствующих работ в выражении (III.11), назы-
вается изотермическим индикаторным к. п. д.

= (IIL75)

По этому коэффициенту судят о величине индикаторных потерь в ком-
прессоре, вызванных несовершенством процессов сжатия и расширения,
потерями давления и утечками, а в многоступенчатом компрессоре, кроме
того, неполнотой охлаждения газа между ступенями.

Оценку величины мощности на валу производят по величине изо-
термического к. п. д. компрессора, отражающего инди-
каторные и механические потери

'Циз.к = 'Пиз. инд^мех	•	(II 1.76)

Если приводом компрессора служит встроенный в конструкцию порш-
невой двигатель, то определить r)W3.K не представляется возможным. О ра-
боте компрессора и механических потерях в компрессорной установке
судят по отношению изотермической мощности компрессора к индика-
торной двигателя, пользуясь изотермическим к. п. д. ком-
прессорной установки

= <ш-77)

При приводе от электрического двигателя, встроенного в конструкцию
компрессора, показателем экономичности расхода энергии служит изотер-
мический к. п. д. компрессорной установки, определяемый как отношение
изотермической мощности компрессора Nиз к мощности N3A, потребляемой
двигателем из электрической сети,

<ш-78)

1 В СССР для параметрических испытаний [37] приняты предложенные автором
формулы (III. 64) — (III.74).
Табл и ц а III. 4

Выражения функции X

Условия конден- сации	Участки процесса сжатия			Ограничения		Функция X
Не проис- ходит	/	I Р' 	1  I	’з  Pf	— | Э"	Э“  V/	V/  <0*		ф In 8/c	(IIL64)
При tx		I 11 —J—1  I 11  1 1 -и  11 	1  и	III 	1  III 	1	V/	V/	V/	«  “	V/	”	V/  V/	z	-  -h	v/	11	7	(	j> (in-i + 0~T- (IIL65> X	Ф	/	bK  <p(1i,A + i) +  + Hln^“1) (1,L66)  1	—	(111.67)  1 + 2-(ln-^- — 1) (III.68)
При t2		I  I	UI IV —I	•  IV 	1	e Ф	K  ( При	/2 ИЛИ  /iSs/a, но  u	1  —  Ф	Ф  (при t-i /2)	(	p(ln-^ + l)-/- (III.69)  \	Ф	/	b/c  <p + (4—У <IIL7°) \ e	bK /
При  И t-i		1 11 -ч	  11  II  I 11 —1—!	IV 	1  IV 	1  III IV —1	1  III IV  >—1	1  Ф ^csse«  (при tt > t2)  Ф = 1; e  (при	t2)  Ф== 1; ey^&K (при ^^/2)  1  — :<c e ey 8/c	Ф		V-	(III.71) 8/c  l--L(l-y)-/- (Ш.72)  1 +— Inp —(Ш.73) в	8^  <₽(|n-i+i)+4in'/-  _X	(in.74)
Величина ч\из.к.у в этом случае определяется не только экономичностью
компрессора, но и к. п. д. электрического двигателя т]эл.

Взаимная связь мощностей, потерь и к. п. д. показана на рис. III.13.

Сопоставляя значения всех к. п. д. у различных компрессоров, ана-
логичных или близких по назначению, получают представление о поте-
рях и энергетическом совершенстве машин и установок.

Значениями изотермических к. п. д. часто пользуются для предвари-
тельных расчетов мощности компрессоров

инд- к

’|«з. инд

(III.79)

где NU3 — изотермическая мощность компрессора; ч\и3.инд — изотер
мический индикаторный к. п. д., определяемый по рис. III.5.

Экономичность компрессора оце-

нивают также по величине адиаба-
тической мощности, определяя ее
отношение к мощности на валу. От-
ношение адиабатической мощности
к индикаторной называют адиа-
батическим индикатор-
ным к. п. д.

-ТЙ7- <П1-8О>

Адиабатический к. п. д.
компрессора учитывает одно-
временно и механические потери

Лад. к Лад. инд^мех =	♦ (111.81)

Обычно адиабатическим Индика- Рис. III.13. Взаимная связь мощностей,
торным к. п. д. пользуются для оцен-	потерь И К. П. Д.

ки работы одноступенчатых компрес-
соров без охлаждения, но он представляет интерес также в исследованиях
многоступенчатых машин. В этом случае адиабатическую мощность ком-
прессора определяют как сумму адиабатических мощностей всех ступеней,
вычисленных с учетом температур всасывания, но без потерь давления
при всасывании и нагнетании, т. е. по номинальным давлениям. Найден-
ный таким образом адиабатический индикаторный к. п. д. не отражает
влияния межступенчатого недоохлаждения газа, но лучше, чем изотерми-
ческий к. п. д. определяет потери мощности вследствие сопротивлений
в коммуникации, утечек газа и неблагоприятного теплообмена между
газом и стенками цилиндра.

Для всех газов одинаковой атомности (k — const) удельная адиабати-
ческая мощность, т. е. мощность, рассчитанная на 1 м31сек> при равных
начальном и конечном давлениях, равной разбивке сжатия по ступеням
и полном промежуточном охлаждении одинакова. Значения удельной
мощности в теоретическом цикле в зависимости от конечного давления при
условии адиабатического (k = 1,4) и изотермического сжатия при началь-
ном давлении рвс = 100 кн/м2 показаны на рис. III.14. Штриховые кривые
соответствуют адиабатической мощности при сжатии в нескольких ступе-
нях. Оценку экономичности компрессора производят также по удельной
мощности [кет/(м3/сек)', кет/(м3/мин)] или удельной затраты энергии
(кдж/м3; кет-ч/мз:). Такой способ оценки проще и удобнее, чем по изотер-
мическому или адиабатическому к. п. д., но им следует пользоваться
лишь для компрессоров, сжимающих одинаковые газы при равных внеш-
них условиях (рвс1, рк, tecl и tw).

Согласно ГОСТу 6791—53, на воздушные поршневые компрессоры
общего назначения удельная мощность на валу у стационарных двух-
ступенчатых компрессоров на конечное давление (абс.) 9 кГ/см2 (883 кн!м2),
должна быть не выше следующих значений:

Производительность компрес-
сора, м3/мин............... 3	6	10	20	30	50	100

Удельная мощность, квт1(м?/мин) 6,33	6,17	6,00	6,00	5,87	5,80	5,70

Рис. III. 14. Мощность при адиабатическом (k — 1,4) и
изотермическом сжатии в зависимости от конечного

давления

В качестве нормальных условий указаны: давление всасывания
760 мм рт. ст. (101,325 кн!м2), температура всасываемого воздуха 20° С
и охлаждающей воды 15° С.

Экономичность совре-
менных компрессоров на-
много выше. Учитывая ре-
зультаты испытания новых
компрессоров, выпускае-
мых отечественными заво-
дами, в качестве критерия
приемлемой экономично-
сти следует пользоваться
указанными значениями,
но с коэффициентом 0,9.

При испытаниях ком-
прессора в условиях, от-
личных от нормальных,
удельная мощность опре-
деляется отношением при-
веденной мощности Nnpue
к замеренной производи-
тельности компрессора V3,
причем

Nnput = N,-^, (III.82)

где — мощность, замеренная в испытаниях; NU3tH и NU3 — изотерми-
ческая мощность на 1 м* производительности компрессора, соответственно
в нормальных условиях и при испытаниях компрессора.

Экономичность компрессора не полностью определяет экономичность
компрессорной установки. При весьма совершенном компрессоре, но с при-
водом через передачу или от недостаточно совершенного двигателя эко-
номичность установки может оказаться ниже, чем при противоположном
сочетании. Для эксплуатации в конечном счете важен удельный расход
энергии не на валу компрессора, а из электрической сети или в случае
привода от двигателя внутреннего сгорания — величина удельного расхода
топлива. Эти расходы должны указываться в паспортных данных ком-
прессорной установки и в результатах ее испытания.
Глава Ilf КОМПОНОВКА КОМПРЕССОРА
IV и ПРИВОД

1.	СОПОСТАВЛЕНИЕ БЕСКРЕЙЦКОПФНЫХ
И КРЕЙЦКОПФНЫХ КОМПРЕССОРОВ

Выполнение бескрейцкопфных компрессоров с тронковым поршнем
вместо крейцкопфа значительно упрощает конструкцию (рис. IV. 1), умень-
шает габаритные размеры и во многих случаях массу компрессора. Но
полость цилиндра, обращенная к картеру, остается нерабочей или исполь-
зуется лишь частично. Следовательно, увеличиваются диаметры цилиндров
и возрастают периметры, уплотняемые поршневыми кольцами. При этом
растут и потери энергии на механическое трение в цилиндрах и механизме
движения, которые оказываются в 2—2,5 раза выше, чем у крейцкопфных
компрессоров двойного действия. К тому же в связи с повышенным износом
тронковых поршней и цилиндров и увеличенным периметром уплотнения
намного большими оказываются утечки газа.

В отличие от крейцкопфных компрессоров, где обычно применяют
раздельную смазку (механизм движения смазывают машинным маслом,
а цилиндры — компрессорным), бескрейцкопфные компрессоры имеют
единую систему смазки, в которой используют излишне вязкое для меха-
низма движения и более дорогое компрессорное масло. При такой системе
происходит большой, трудно поддающийся дозировке унос масла из кар-
тера в цилиндры и сильное загрязнение им сжимаемого газа.

Если не допускается загрязнение газа минеральным маслом или сжи-
маемый газ активно вступает с ним в реакцию, бескрейцкопфные компрес-
соры не применяются. Они не могут служить для сжатия кислорода,
хлора, фтора и других химически активных газов. Но при герметичном
картере с уплотненным выводом вала бескрейцкопфные компрессоры при-
менимы для сжатия взрывоопасных и токсичных газов.

Масса небольших бескрейцкопфных компрессоров значительно меньше
крейцкопфных на те же параметры. Однако с увеличением производитель-
ности, вследствие неполного использования объема цилиндров (одинарное
действие), это преимущество теряется. Масса бескрейцкопфных компрес-
соров мощностью в 120—150 кет уже близка к массе крейцкопфных.
Но в связи с недостаточной экономичностью граница области целесообраз-
ного применения бескрейцкопфных компрессоров лежит ниже и соответ-
ствует мощности 40—50 кет. При большей мощности (до 120—150 кет)
бескрейцкопфными целесообразно выполнять лишь компрессоры для пере-
движных и транспортных установок, для которых требование компактно-
сти является решающим.

Двухступенчатые бескрейцкопфные компрессоры часто выполняют,
применяя дифференциальный поршень и устраивая I и II ступени сжатия
в одном цилиндре (см. рис. IV. 16, схема 6). Машины такого выполнения
компактны, отличаются приблизительным равенством поршневых сил
при прямом и обратном ходе поршня, что важно для полноты
Рис. IV. 1. Угловой V-образный бескрейцкопфный двухступенчатый компрессор для воздуха с воздушным охлаждением:
V = 8,3 дмЧсек (0,5 м3/мин); рк == 800 кн/м2; S = 75 мм; п = 16,6 се/с'1 (1000 мин'1); NK — 3,5 квпг
использования механизма движения по воспринимаемым нагрузкам. Для
получения различной производительности несколько цилиндров могут
быть установлены вплотную друг к другу.

Большим недостатком этих машин, однако, является значительная
утечка газа из второй ступени в первую и особенно в картер и повышенная
работа трения поршневых колец, уплотняющих полость II ступени по
большому периметру. Энергетическая экономичность их намного ниже,
чем крейцкопфных, поэтому большинство заводов отказалось от их про-
изводства.

В компрессорах высокого давления диаметр цилиндров последних
ступеней мал и при бескрейцкопфном выполнении удельные давления на
боковую поверхность поршня и на поршневой палец оказываются чрез-
мерно большими. В связи с этим приходится применять дифференциальные
поршни, тронковая часть которых служит поршнем для ступеней низкого
давления или крейцкопфом (см. рис. VII.2).

2.	ТИПЫ КОМПРЕССОРОВ

Тип бескрейцкопфных или крейцкопфных компрессоров определяется
расположением цилиндров: вертикальным, горизонтальным и угловым.
К угловым компрессорам относятся машины с цилиндрами, расположен-
ными в одних рядах вертикально, а в других — горизонтально, и с на-
клонными цилиндрами, установленными V- и W-образно, а также вееро-
образно и звездообразно.

Компрессоры каждого типа различаются, кроме того, по числу рядов
или линий цилиндров (соответственно числу шатунов). Тип и число рядов
определяет выполнение механизма движения и станины, т. е. базы ком-
прессора.

В табл. IV. 1 и IV.2 приведены типовые компоновки баз, применяемые
в современных компрессорах. Для бескрейцкопфных компрессоров они
показаны вместе с цилиндрами, причем последние могут принадлежать
к одинаковым или различным ступеням сжатия и выполняться с простым
или дифференциальным поршнем. В компоновках для крейцкопфных
компрессоров показано только число и расположение рядов.

Каждому типу компрессоров присущи преимущества и недостатки
в отношении простоты конструкции, удобства эксплуатации и доступности
узлов для ремонта.

Вертикальные компрессоры (рис. IV.2) по сравнению с го-
ризонтальными имеют несколько меньший и более равномерный по окруж-
ности износ поршней и цилиндров. Станины их отличаются более про-
стой и легкой конструкцией, которая воспринимает преимущественно
растягивающие и сжимающие напряжения, но не подвержена изгибу, как
рамы горизонтальных компрессоров. Цилиндры вертикальных компрессо-
ров не нуждаются в опорах. Поршни удобно извлекаются из цилиндров
с помощью крана.

Силы инерции возвратно-движущихся масс действуют на фундамент
вертикально. Машина менее подвержена колебаниям, фундамент может
быть более легким. Вертикальные компрессоры занимают меньшую пло-
щадь, чем компрессоры других типов.

Преимущества вертикального выполнения более важны для компрес-
соров с неполноценной смазкой цилиндров, например кислородных при
смазке водно-глицериновой эмульсией, а также для некоторых машин
без смазки цилиндров — с уплотнениями поршней и сальников посред-
ством графитовых колец или лабиринтов. Но при применении поршневых
Тип	Выполнение	I	Число			
		! •	II		
Верти-	Бескрейцкопфное	и  -Jv-  1			
			J		
			2		
кальный					
	Крейцкопфное	h			
		6		ГЧН 7	
Горизон- тальный	Крейцкопфное: Г-образное и П-образное	11	*гТ=^С.		
	Крейцкопфное оппозитное1		13		
Угловой  1 Опп<  2 Для  3 W-o(	Бескрейцкопфное 2		18		
	Крейцкопфное: V-образное, W-образное3 и веерообразное		Я  23		
	Крейцкопфное вертикально-го- ризонтальное  эзитные базы выполняются с числом бескрейцкопфных компрессоров примен 5разные базы (компоновка 24) встречаютс	рядов до 10. В база яются также звездооС я также с углом межд	х с парны: фазные баз у рядами	26  ми коленами ы  в 90° — боко	
Типовые компоновки баз компрессоров
Варианты компоновок баз

Тип	Выполнение	Эскиз
	Бескрейцкопфное трехрядное (оппозитное с симметричным дви- жением поршней)	%
Горизонтальный	Крейцкопфное однорядное с об- водными тягами и с цилиндрами по одну сторону вала	WWW	2
	Крейцкопфное однорядное с об- водными тягами и с цилиндрами по обе стороны вала (оппозитное с совместным движением поршней)	awgag
Угловой	Бескрейцкопфное трехрядное с двухколенчатым валом	# 4

и сальниковых колец из фторопластовых композиций горизонтальные
компрессоры без смазки цилиндров работают достаточно надежно.

Горизонтальные компрессоры по сравнению с круп-
ными вертикальными более удобны для обслуживания. К их преимуще-
ствам следует отнести более легкий, чем у компрессоров других типов,
демонтаж коренного вала и шатуна.

Горизонтальными выполняют главным образом крейцкопфные компрес-
соры средней и большой производительности. Такие машины встречаются
либо с цилиндрами, расположенными по одну сторону вала, — одноряд-
ные Г-образного вида и двухрядные П-образного вида (рис. IV.3), либо
с цилиндрами по обе стороны вала — оппозитные [рис. IV.4 и IV.5
(см. вкладку в конце книги)] с числом рядов от двух до десяти.

Многоступенчатые компрессоры Г- и П-образного вида выполняются
с несколькими цилиндрами в каждом ряду, объединенными в большинстве
случаев для упрощения конструкции и уменьшения габаритов в блоки
цилиндров с общим дифференциальным поршнем.

Разновидностью горизонтальных компрессоров с кривошипным меха-
низмом по одну сторону вала являются машины с двумя противолежащими
друг другу цилиндрами одинарного действия, расположенными в одном
ряду, но с противоположных сторон ползуна или вала (табл. IV.2, компо-
новки 2 и 3). Передача движения от крейцкопфа к ползуну осуществляется
у них посредством обводных тяг. Такие компрессоры применяются для
сверхвысоких давлений и имеют преимущество в том, что кривошипный
механизм нагружен лишь разностью поршневых сил, возникающих в про-
тивоположно расположенных цилиндрах одинарного действия.

Среди конструкций оппозитных компрессоров встречаются две раз-
новидности, отличающиеся друг от друга чередованием колен вала и ко-
ренных подшипников. В компрессорах одной разновидности вал выполнен
110
с парными коленами, развернутыми на угол в 180°, имеющими общую
щеку между шейками колен. Оба колена находятся между двумя корен-
ными подшипниками (рис. IV.5), а связанные с ними шатуны принадлежат
противолежащим рядам компрессора, расположенным с противоположных
сторон вала. При вращении вала поршни противолежащих рядов получают
симметричное (взаимно противоположное) движение. Число пар колен
может быть различным (встречается до пяти), число же рядов компрес-
сора, равное удвоенному числу пар колен, только четным.

В компрессорах другой разновидности вал выполнен с раздельными
коленами, причем каждое колено находится между двумя подшипниками
(рис. IV.6). При этом число колен, как и число рядов компрессора, встре-
чается четным или нечетным (рис. IV.7). При нечетном числе рядов угол
между кривошипами не равен 180° и поршни в противолежащих рядах не
получают симметричного движения.

У оппозитных компрессоров вследствие возможности увеличения
числа рядов исключается необходимость последовательного расположения
нескольких цилиндров друг за другом в одном ряду. При выполнении
в ряду одного или реже двух цилиндров они более удобны для монтажа
и доступны для ремонта. Одиночные цилиндры в отличие от дифферен-
циальных легко унифицировать, что при нормализованных базах сокра-
щает сроки и стоимость проектирования и изготовления компрессора.

У этих машин легко достигнуть полного взаимного уравновешивания
сил инерции первого и второго порядков. При угле между коленами про-
тиволежащих рядов в 180° для этого достаточно равенства возвратно
движущихся масс этих рядов. В компрессорах с четырьмя коленами вала
в одной плоскости и с симметричным зеркальным смещением парных колен
и рядов (рис. IV. 18, а и IV. 19) уравновешиваются и моменты.

Если угол между коленами противолежащих рядов не равен 180°
(нечетное число рядов), силы инерции могут быть уравновешены, но не
по парным рядам, а по компрессору в целом.

У оппозитных компрессоров, хорошо уравновешенных по силам инер-
ции, допускают частоту вращения в 2,5—Зраза большую, чемуГ-иП-об-
разных горизонтальных машин.

В компрессорах на оппозитных базах с парными коленами вала или
раздельными, но смещенными на 180°, поршневые силы противолежащих
рядов направлены во взаимно противоположные стороны и на коренные
подшипники действует их разность. В результате этого уменьшается ра-
бота трения и, следовательно, износ подшипников и коренных шеек вала.

Различие в выполнении валов с парными или раздельными коленами
на первый взгляд может показаться мало существенным, но в действи-
тельности оно весьма велико, так как определяет не только своеобразие
баз, но и ряд важных для конструкции компрессора особенностей.

При раздельных коленах число рядов компрессора может быть четным
и нечетным. Это благоприятно для выбора лучшей схемы компрессора,
но вызывает необходимость расширения номенклатуры баз по числу
рядов.

Между раздельными коленами вала находятся по одному подшипнику,
причем суммарная ширина колена и подшипника определяет взаимное сме-
щение осей противолежащих рядов. При парных коленах смещение осей
вдвое меньше, чем при раздельных, и пропорционально этому меньше
неуравновешенный момент сил инерции.

При раздельных коленах расстояние между смежными рядами равно
суммарной ширине двух колен и двух подшипников. Если же колена
выполнены парными, расстояние между смежными рядами может быть
различным. С изменением длины прямого участка вала между парными
Рис. IV.2. Пятиступенчатый воздушный компрессор с дифференциальными цилиндрами:
220/160/120/45/30; S = 200 лш; п — 5,34 сек'1 (320 мин'1); NK = 90 кет;
V = 57 дм31сек (3,4 м3/мин); рк = 40 Мн/м2; диаметры цилиндров —
масса 2960 кг (Сумской машиностроительный завод им. Фрунзе)
Рис. IV.3. Горизонтальный П-образный шестиступенчатый компрессор
для азотноводородной смеси: V= 5,8 м3/сек; рк~ 32 Мн/м2; S — 1000 мм;
п = 2,50 сек'1 (150 мин'1); Мэл — 5400 кет (Сумской машиностроитель-
ный завод им. Фрунзе)

Рис. IV.4. Восьмирядный шестиступенчатый оппозитный Н-образный ком-
прессор для азотноводородной смеси: V= 8 мЧсек; рк= 32 Мн/м2;
п = 3,57 сек'1 (214 мин'1); Мэл = 7500 кет («Борзиг»)

коленами оно может быть увеличено до
размера, нужного для крупных цилин-
дров.

В практике зарубежного компрессо-
ростроения применяют базы обеих раз-
новидностей. Базы с парными коленами
вала приняты в компрессорах фирм
«Кларк» (США), «Нуово-Пиньонэ» (Ита-
лия), «Борзиг», «Маннесманн-Меер» и
«Демаг» (ФРГ) и др., а с раздельными —
в компрессорах «Ингерсолл-Рэнд», «Куп-
пер — Бессемер» (США), «Брозерхуд»
(Англия), «Термомеханика» (Италия)
и др.

Рис. IV.8. Схемы оппозитных баз с парными ко-
ленами вала: а — двухрядная база; б — восьми-
рядная база

В Советском Союзе приняты оппо-
зитные базы с парными коленами и
с расположением рядов, показанным на
рис. IV.8. Параметры баз указаны
в табл. XII.3.

В двухрядных горизонтальных П-об-
разных компрессорах маховик или
электродвигатель находится между ря-
дами. Оппозитные же компрессоры
имеют общую раму (рис. IV.5) и дви-
гатель, расположенный у ее торца (М-об-
разное выполнение). Некоторые заводы
строят, однако, оппозитные компрессоры
на двух раздельных рамах (рис. IV.4)
с электрическим двигателем между ними
(Н-образное выполнение).

Из оппозитных компрессоров М- и
Н-образного выполнений первое имеет
преимущества: более простой монтаж
(особенно при электрическом двигателе
консольного типа) и большая надеж-
ность работы вала, укладываемого на
жестко связанные рамой подшипники.
Рис. IV.9. Шестирядный многослужебный компрессор («Демаг», ФРГ) для сжатия азота и водорода: S = 350 мм;
п ==_4,16 сек"1 (250 мин"1); NK = 1800 кет;

для азота: пять ступеней V = 0,9 мУсек (54 мЧмин); Рнач =0,1 Мн/м2; рк = 25 Мн/м2;
для водорода: три ступени V = 0,25 м*/сек (15 м3/мин); рнач = 1»3 Мн)м2; рк = 32 Мн/м2
Изготовление основных деталей многорядных оппозитных баз: фун-
даментных рам и коленчатых валов было первоначально весьма сложной
для компрессоростроения задачей, так как заводы не располагали нуж-
ным для этого специальным оборудованием. Поэтому первые многоступен-
чатые оппозитные компрессоры в СССР и за рубежом создавались двух-
рядными (с многоступенчатыми дифференциальными поршнями) или четы-
рехрядными Н-образными, на двух двухрядных оппозитных базах. После
освоения четырехрядных баз на общей фундаментной раме Н-образное
выполнение нашло применение для крупных шести- и восьмирядных ком-
прессоров с расположением четырех рядов по одну сторону двигателя
и двух или четырех по другую (рис. IV.4). Четырехрядные Н-образные
компрессоры имеют, как правило, цельный коленчатый вал, а шести-
и восьмирядные — составной, причем средний участок вала, несущий
ротор электрического двигателя, часто устанавливают на отдельных
подшипниках двигателя.

Основным недостатком Н-образного выполнения является затрудни-
тельность точной укладки вала на двух рамах, а иногда, кроме того,
на подшипниках двигателя. В современных компрессорах применяются
тонкостенные вкладыши подшипников, не допускающие шабровки. При не-
точном монтаже или неравномерном их износе у вала могут возникнуть
опасные дополнительные напряжения.

Конструкция многорядных оппозитных баз удобна для устройства
многослужебных компрессоров, предназначенных для одновременного
сжатия различных газов. Такие машины представляют собой соединение
нескольких компрессоров в одном агрегате (рис. IV.9), которое целесооб-
разно, когда потребление различных газов связано общим технологиче-
ским процессом.

Многослужебные компрессоры требуют намного меньшего помеще-
ния, чем несколько отдельных компрессоров. Это позволяет значительно
уменьшить размеры всей установки, применить более крупный двига-
тель и упростить систему автоматического управления, контроля и
защиты. Все это снижает первоначальные затраты и стоимость эксплуа-
тации.

К числу малых оппозитных компрессоров, получающих в последние
годы распространение, принадлежит бескрейцкопфный трехрядный двух-
ступенчатый компрессор с симметричным движением поршней (рис. IV. 10).
Он полностью уравновешен по силам и моментам сил инерции, что весьма
важно для машин этого класса.

Углов ыебескрейцкопфныекомпрессоры, выпол-
няемые V-образными, W-образными, веерообразными и звездообразными,
встречаются в одинарном исполнении с одноколенчатым валом и в сдвоен-
ном — с двухколенчатым. Угловые крейцкопфные компрессоры — V-об-
разные, W-образные и веерообразные — имеют число рядов от двух
до четырех и одноколенчатый вал (рис. IV. 11—IV. 13).

Угловые вертикально-горизонтальные крейцкопфные компрессоры
выполняются чаще всего двухрядными (рис. IV. 14). При числе ступеней
три и более во избежание сложных блоков цилиндров такие компрессоры
изготовляют также трехрядными — с трехколенчатым валом, двумя вер-
тикальными рядами и одним горизонтальным (компоновка 27 в табл. IV. 1)
или четырехрядными — с двухколенчатым валом, двумя вертикальными
рядами и двумя горизонтальными (компоновка 28).

На рис. IV. 15 показан трехрядный компрессор с двумя горизонталь-
ными рядами по обе стороны вертикального. У него двухколенчатый вал
с углом между коленами 180°. С одним из колен соединен шатун одного
горизонтального ряда, с другим — шатуны двух остальных.
Угловые компрессоры имеют свои достоинства. Результирующая сил
инерции первого порядка, возникающих в рядах, расположенных под
углом друг к другу, может быть частично или полностью уравновешена
противовесами на валу. Поэтому фундаменты этих компрессоров сравни-
тельно малы. Цилиндры у них настолько удалены друг от друга, что можно
увеличить число клапанов, снизив возникающие в них потери энергии.

Одноколенчатый вал угловых компрессоров, а у малых машин и двух-
коленчатый, устанавливается на подшипниках качения (две опоры).

Рис. IV. 10. Двухступенчатый трехрядный бескрейцкопфный оппозитный ком-
прессор для передвижной установки: У= 67 дм3!сек (4 м3/мин); рк— 800 кн/м2}
Di = 148 мм\ Du = 125 мм\ S = 147 мм\ п = 18,3 сек'1 (1100 мин'1)}
NK — 25 кет

При наклонном расположении цилиндров и небольшом числе ступеней
в ряду угловые компрессоры компактны и удобны для монтажа. Угло-
выми часто выполняют бескрейцкопфные компрессоры малой производи-
тельности, в том числе для передвижных компрессорных станций.

Исходя из особенностей различных выполнений, можно дать некото-
рые рекомендации по выбору типа компрессора.

Воздушные компрессоры малой производительности, в том числе для
передвижных компрессорных станций низкого и высокого давления,
особенно при воздушном охлаждении цилиндров лучше всего выполнять
Рис. IV. 11. Угловой V-образный крейцкопфный двухступенчатый компрессор для воздуха («Сулливан», США)
Рис. IV. 12. W-образный крейцкопфный двухступенчатый компрессор для
воздуха: V — 1,38 м31сек (83 м3/мин); рк = 800 кн!м2\ /г = 8,33 сект1
l(500 мин’1); NK = 408 кет («Демаг», ФРГ)

Рис. IV. 13. Четырехступенчатый веерообразный компрессор высокого дав-
ления («Джой», США)
Рис. IV. 14. Вертикально-горизонтальный двухступенчатый компрессор для воздуха: V = 0,5 м3!сек (30 м3/мин); рк — 900 кн/м2;
S = 220 мм; п — 8,33 сек"1 (500 мин-1); NK = 178 кет; масса 4,5 т (завод «Борец»)
бескрейцкопфными угловыми: V-образными, W-образными, веерообраз-
ными и звездообразными, с применением одинарных и сдвоенных компо-
новок. Такие же конструкции, но с герметизацией картера могут быть
приняты и для малых газовых компрессоров, если загрязнение газа
маслом- не исключает возможности их применения.

Компрессоры средней производительности для воздуха и газов следует
выполнять крейцкопфными — вертикальными, угловыми или оппозит-
ными/ Вертикальное выполнение целесообразно для компрессоров без
смазки цилиндров с лабиринтным или графитовым уплотнением, а также
для машин, от которых требуют минимальных габаритов в плане. В осталь-

Рис. IV. 15. Вертикально-горизонтальный трехрядный трехступенча-
тый компрессор с оппозитным расположением горизонтальных рядов
(«Кларк», США)

ных случаях вертикальные компрессоры уступают угловым, которые
лучше уравновешены, требуют меньших фундаментов и могут работать
при более высоких частотах вращения.

Из угловых компрессоров средней производительности прежде отда-
вали предпочтение вертикально-горизонтальным. В последние годы среди
новых конструкций чаще стали встречаться V-образные, W-образные и
веерообразные. Они обладают следующими преимуществами: меньшие
размеры и масса станины, меньшая площадь под компрессором и про-
стота одноколенчатого вала. Применяя одинаковые цилиндры на V-об-
разных, W-образных и веерообразных базах, получают компрессоры раз-
личных производительностей.

Однако с точки зрения унификации наиболее удобны многорядные
оппозитные компрессоры. Картер у них конструктивно и технологически
прост и при увеличении числа рядов меньше усложняется, чем у угловых.
Демонтаж коленчатого вала, шатуна и крейцкопфа более удобен. При бес-
подвальном выполнении аппаратура располагается непосредственно над
машиной, причем так, что по существу отпадает надобность в соединитель-
ных трубопроводах (см. рис. IX.37). Оппозитные компрессоры имеют
преимущество и в динамике — у них в отличие от угловых компрессоров
уравновешиваются силы инерции не только первого, но и второго поряд-
ков. Поэтому они могут быть выполнены более высокооборотными и уста-
новлены на менее массивных фундаментах. В результате повышения
частоты вращения снижаются размеры и стоимость двигателя. Оппозит-
ные компрессоры уступают угловым машинам лишь в занимаемой пло-
щади, но это обстоятельство обычно не является решающим.

Крупные оппозитные компрессоры имеют ряд дополнительных преиму-
ществ. Для них не нужны высокие помещения, как для вертикальных или

///

Рис. IV. 16. Схемы

1—14 —двухступенчатых; 15—20 — трехступенчатых; 21—27 — четырех
угловых компрессоров. Оппозитные компрессоры по сравнению с. Г-образ-
ными и П-образными требуют кранового оборудования намного меньшей
грузоподъемности, имеют почти вдвое меньшую массу и занимают мень-
шую на 40% площадь. В еще большей мере уменьшается масса фунда-
мента. Вследствие увеличения частоты вращения масса электрических
двигателей снижается в 2,5 раза.

компрессоров:

ступенчатых; 28—32 —пятиступенчатых; 33-—35 — шестиступенчатых
3.	СХЕМЫ КОМПРЕССОРОВ

Компрессоры при равном числе ступеней различаются схемой, т. е.
числом рядов и расположением ступеней и цилиндров между рядами
и Внутри ряда. Схема компрессора зависит от его типа, назначения,
производительности и давления. Она в значительной мере определяет
доступность цилиндров при ремонте и удобство обслуживания сальников.
От схемы зависит величина утечек газа, степень износа поршней, размеры
маховика и в большой мере экономичность, габариты и масса машины.

Компрессоры малой производительности должны быть простыми в мон-
таже и обслуживании, а предназначенные для передвижных установок
и судов, кроме того, компактными и легкими. Компрессоры большой
производительности должны быть надежными и экономичными. Требова-
ния простоты обслуживания и ремонта предъявляются ко всем машинам,
но нельзя не учитывать, что крупные компрессоры обслуживаются более
Квалифицированным персоналом, чем малые. Надежность в работе —
Тоже общее Требование, но оно особо существенно для крупных компрес-
соров, которые часто работают без остановок в течение двух-трех меся-
цев, притом годовые простои из-за ремонтов не должны быть более 4% вре-
мени их работы. Безаварийность является первым условием, так как
затраты, направленные на повышение надежности машины, незначи-
тельны по сравнению с теми убытками, которые вызываются простоями
компрессора с остановкой или сокращением из-за этого производства.

Требования, предъявляемые к компрессорам в зависимости от их
назначения, отражены в разнообразных схемах. Наиболее характерные
и распространенные из них приведены на рис. IV. 16.

ВЫБОР ЧИСЛА РЯДОВ КОМПРЕССОРА
И РАЗМЕЩЕНИЕ СТУПЕНЕЙ В РЯДУ

Однорядное выполнение отличается простотой механизма движения,
а у крейцкопфных компрессоров — меньшим числом сальников. Двух-
рядные и многорядные компрессоры по сравнению с однорядными имеют
следующие преимущества:

1)	более равномерную диаграмму противодействующего момента и
меньшую массу маховика;

2)	меньшие поршневые силы и, как следствие, меньшую массу воз-
вратно-движущихся частей каждого ряда (снижение приблизительно
обратно пропорционально числу рядов). В результате этого частоту вра-
щения можно увеличить, а габариты и массу компрессора и двигателя
снизить;

3)	меньшие фундаменты вследствие частичного или полного взаимного
уравновешивания сил инерции;

4)	уменьшение числа цилиндров в ряду, что упрощает монтаж цилин-
дров и облегчает выполнение их ремонта.

При выборе числа рядов компрессора учитывают также технологиче-
ские возможности завода-изготовителя.

Решая задачу распределения ступеней между рядами и расположения
их внутри ряда, стремятся к уравниванию поршневых сил, улучшению
уплотнения поршней и штоков, к удобству выемки поршней и к умень-
шению габаритных размеров машины.

Если в многорядном компрессоре поршневые силы между рядами и
внутри ряда равны, то отдельные ряды не перегружены и может быть
использована более легкая база. В этом случае снижается масса компрес-
126
сора, уменьшается маховик и повышается механически^ к. п. д. машины.
Если отсутствует промежуточный отбор газа, то для равенства поршневых
сил в рядах в каждом из них должно быть одинаковое число ступеней.
Это требуется также для уменьшения длины машины.

Равенство поршневых сил важно главным образом для малооборотных
компрессоров средней и большой мощности. В многооборотных компрес- >
сорах масса маховика невелика, поэтому с неравенством поршневых сил
ряда считаются меньше, а малые машины для упрощения конструкции
делают бескрейцкопфными одинарного действия.

Цилиндры машин средней и большой производительности выполняют
двойного действия или при нескольких ступенях в ряду объединяют
в дифференциальный блок.

При дифференциальных блоках уменьшается число сальников, но зна-
чительно возрастают перетечки газа через поршневые кольца, особенно
у ступеней высокого давления. Кольца этих ступеней работают к тому же
в неблагоприятных условиях. Вследствие односторонне направленного
перепада давлений они постоянно и с большой силой прижаты к одной
из стенок в канавках поршня И при возвратном движении поршня не проис-
ходит в них перекладки колец. Поэтому на нагруженную сторону канавок
не поступает смазка и скольжение колец в канавках осуществляется
в условиях сухого или4 полусухого трения. Это значительно усиливает
износ колец. При дифференциальном поршне диаметры цилиндров намного
больше, чем при дисковых поршнях ступеней двойного действия. В резуль-
тате этого еще более возрастают утечки и работа трения поршневых
колец.

Экономичность компрессора снижается, однако, не только поэтому,
но вследствие повышенного нагрева всасываемого газа при контакте
с дифференциальным поршнем.

К недостаткам дифференциальных поршней относится и сложность
конструкции. В большинстве случаев их приходится делать составными
с самоустановкой по оси цилиндров, подлежащих изготовлению и сборке
с большой точностью. К тому же для выемки дифференциального поршня
может потребоваться демонтаж части цилиндров и примыкающих к ним
трубопроводов.

Масса дифференцйальных поршней значительно больше, чем у диско-
вых. Связанное с этим повышение сил инерции приводит к необходимо-
сти снижать частоту вращения и увеличивать размеры фундамента.

Наиболее целесообразно располагать в каждом ряду по одному цилин-
дру. При этом компрессор может быть более быстроходным, экономич-
ным, меньшим по габаритам, удобным для обслуживания и ремонтов.
При выполнений крупных компрессоров на нормализованных базах
с ограниченным расстоянием между рядами ступени низкого давления
выполняют в двух или нескольких цилиндрах, расположенных в смеж-
ных рядах.

Устройство цилиндров в дифференциальных блоках — вынуждейное
решение. К нему прибегают, если число ступеней компрессора больше
числа рядов базы или если в случае ступеней высокого давления у цилин-
дров двойного действия с односторонним штоком поршневые силы сильно
разнятся при ходе к валу и от вала.

Уравнивание поршневых сил ряда. При равных отношениях давлений
в ступенях и отсутствии между ними отбора газа поршневые силы в ряду
компрессора с дифференциальным блоком уравнены, если половина сту-
пеней ряда обращена к валу и половина — в противоположную сторону.

При выборе расположения ступеней в дифференциальном блоке руко-
водствуются следующими соображениями.
Сумма всех площадей дифференциального поршня, обращенных
к валу, сложенная с площадью штока, равна сумме площадей поршня/
обращенных в противоположную от вала сторону. Если число ступе-
ней в дифференциальном блоке нечетное, то ступень низкого давле-
ния выполняется в цилиндре двойного действия, а остальные ступени
в цилиндрах одинарного, причем они располагаются в равном количестве
по обе стороны от ступени двойного действия (схемы 19, 31 и 34). При такой
компоновке машины поршневые силы при ходе к валу и от вала примерно
равны. Небольшое неравенство поршневых сил является результатом
неизбежного различия противоположных площадей поршня у ступени
наиболее низкого давления (в цилиндре двойного действия).

Если в дифференциальном блоке число ступеней четное и одна из них
двойного действия, то число рабочих полостей со стороны вала не равно
числу полостей, расположенных с обратной стороны (схема 7, правая
нумерация ступеней).

В таком случае поршневые силы не могут быть уравнены. Приходится
либо две ступени выполнять двойного действия (схемы 9 и 26, ряд I—II сту-
пеней), либо все ступени делать одинарного действия.

Площади поршней, приблизительно пропорциональные отношениям
давлений всасывания, последовательно уменьшаются по ступеням в 3—
4 раза, вследствие чего площадь поршня каждой предыдущей ступени зна-
чительно больше суммы площадей всех следующих. Поэтому в диффе-
ренциальном блоке с четным числом ступеней одинарного действия не мо-
жет быть равенства сумм площадей поршня, обращенных к валу и от вала.
Неизбежен избыток суммы площадей со стороны, где в ряду расположена
ступень самого низкого давления (начальная ступень ряда). Чтобы соблю-
сти требуемое соотношение площадей поршня по ступеням, этот избыток
суммы со стороны, где находится начальная ступень, должен быть ском-
пенсирован дополнительной площадью с противоположной стороны
поршня.

В двух рядах компрессора, выполненного по схеме 30, для компен-
сации избытка площади поршня IV ступени шток расположен со сто-
роны V ступени и его диаметр увеличен. Такой способ устранения избытка
площади поршня путем утолщения штока применен и на схеме 24 одно-(
рядного четырехступенчатого дожимающего компрессора.

При больших цилиндрах потребовалось бы очень большое увеличение
диаметра штока. Вместо этого для перехода на меньший диаметр штока
у поршня предусматривают еще одну ступень, которую включают в диф-
ференциальный блок цилиндров, а к образовавшейся уравнительной
полости подводят газ атмосферного давления. В отличие от рабочих поло-
стей компрессора уравнительная полость не имеет клапанов, а давление
газа в ней почти постоянно. Компоновка четырёхступенчатого компрес-
сора с уравнительной полостью дана на схеме 23 (нижняя нумерация
ступеней).

Нужно заметить, что атмосферное давление, действуя на площадь
поршня уравнительной полости, как и на торец штока, несколько нару-
шает равенство поршневых сил. Поршневая сила при ходе всасывания
в уравнительную полость меньше, чем при обратном ходе, так как в пер-
вом случае сила, действующая на поршень уравнительной полости, вычи-
тается, а во втором — прибавляется к суммарной поршневой силе ряда.

Уравнительная полость может быть расположена не только первой
со стороны штока, но и между полостями рабочих ступеней (схема 23,
верхняя нумерация ступеней) или со стороны, противоположной штоку
(схема 22), но во всех случаях со стороны, обратной той, где в дифферен-
циальном блоке расположена ступень наиболее низкого давления.
В дифференциальном блоке допускают иногда неравное число сту-
пеней со стороны вала и крышки, но уравнительную полость сообщают
тогда не с атмосферным давлением, а с одним из межступенчатых, т. е.
с более высоким давлением. В этом случае уравнительная полость служит
уже не для компенсации избытка площади поршня, а для получения ура-
внивающей поршневой силы (схема 25).

Расположение ступеней и утечки газа. Схему компрессора выбирают
так, чтобы диаметр поршня ступеней высокого давления был минималь-
ным. Этим снижают не‘ только утечку газа, но и работу трения поршневых
колец. Для уменьшения диаметра ступень высокого давления располагают
в торце дифференциального блока. При выборе порядка ступеней в блоке
цилиндров руководствуются также тем, чтобы сальник по возможности
не приходился на ступени высокого давления.

Как уже было отмечено, выполнение нескольких ступеней в дифферен-
циальном блоке всегда связано с повышенными перетечками газа.

Наиболее велики перетечки в уравнительную полость, находящуюся
под низким давлением и граничащую со ступенями высокого давления.
В этом случае трудно избежать значительных потерь энергии. Потери
особенно велики при сжатии легких газов (водород, гелий), которые обла-
дают повышенной текучестью. Утечки в уравнительную полость, сооб-
щенную со всасывающей линией компрессора, вызывают не только потери
энергии, но и производительности.

С повышением давления потери энергии снижаются в уравнительной
полости, но количество перетекающего газа в большинстве случаев при
этом не уменьшается, так как отношение давления в уравнительной полости
к давлениям в смежных ступенях остается ниже критического. Учитывая
все сказанное, отметим, что применять уравнительную полость следует
только при условии, если иначе нельзя достигнуть необходимого урав-
нивания поршневых сил.

Цилиндры с подвешенным поршнем. Цилиндры самых крупных гори-
зонтальных компрессоров (диаметром более 1000 мм) иногда выполняют
с поршнем, который подвешен на сквозном штоке, опирающемся концами
на крейцкопф и ползун. При этом полностью устраняется износ поршня,
уменьшается износ цилиндра и несколько снижается расход энергии.*
Однако устройство добавочных параллелей, ползунов и сальников услож-
няет конструкцию, увеличивает габариты компрессора и массу поступа-
тельно движущихся частей. Такое выполнение целесообразно лишь в ком-
прессорах для сжатия очень загрязненных газов.

Компоновка цилиндров ступеней высокого и сверхвысокого давле-
ний. Схемы и компоновки цилиндров на такие давления показаны
на рис. IV. 17. Для сверхвысоких давлений (рн 100 М.н) приме-
няются только цилиндры одинарного действия. Сжатие в них производится
посредством поршня (уплотнение поршневыми кольцами) или плунжера
(сальниковое уплотнение). Для простоты конструкции в ряду компрессора
располагают по одному цилиндру (схемы 1 и 2).

В компрессорах малой и средней производительности цилиндры для
высоких давлений выполняют одинарного действия. В компрессорах боль-
шой производительности отдают предпочтение цилиндрам двойного дей-
ствия. При одностороннем штоке (схема 3) возникает значительное нера-
венство поршневых сил и для лучшего использования базы часто приме-
няют цилиндры со сквозным штоком (схема 4). В таком выполнении
поршневые силы полностью уравнены, но устройство второго сальника
высокого давления усложняет конструкцию. Чтобы достигнуть равенства
поршневых сил и избежать устройства второго сальника, часто объеди-
няют две ступени в дифференциальном блоке с расположением ступени

5 М. И. Френкель	129
меньшего давления у сальника, а большего — в торце ряда (схемы 5 и 6),
При этом цилиндры обеих ступеней одинарного действия и между ними
находится уравнительная полость. Такой компоновке свойственны уже
отмеченные выше недостатки выполнения цилиндров в виде дифферен-
циальных блоков и, прежде всего, утечка газа из двух ступеней высокого
давления в уравнительную полость. Более целесообразно расположить

Рис. IV. 17. Схемы цилиндров ступеней высокого и сверхвысокого давлений:

1 и 2 — одинарного действия; 3 и 4—двойного действия, 5 и 6 — в дифференциаль-
ном блоке; 7 —в дифференциальном блоке, но с уравнительной полостью у саль-
ника; 8— расположение двух ступеней в общем цилиндре при утолщенном штоке;

9 и 10 — с уравнительным цилиндром; 11 и 12 — противолежащие цилиндры

две последовательно действующие ступени высокого давления в общем
цилиндре с односторонним штоком (схема S), чтобы ступень менее высо-
кого давления находилась со стороны задней крышки, а более высокого —
у сальника. При этом диаметр цилиндра определяют по первой из них,
а диаметр штока выбирают так, чтобы в кольцевом пространстве между
штоком и цилиндром был заключен рабочий объем второй. Диаметр штока
обычно больше, чем это требуется по условиям прочности, но чем выше
давление газа в ступенях, тем меньше избыток, а при давлении нагнетания
в ступени у сальника порядка 50 Мн!м2 уже не нужно утолщать шток.
При еще больших давлениях сечение штока может оказаться недостаточ-
ным и эта компоновка становится неприемлемой.

К отрицательным особенностям такой компоновки относятся необхо-
димость устройства сальника на ступени высокого давления и увеличение
диаметра ее цилиндра по сравнению с необходимым при простом цилиндре
одинарного действия. Но эти недостатки компенсируются важным преиму-
ществом: исключается утечка газа в уравнительную полость. Следует
также отметить, что при ходе поршня к крышке цилиндра давление нагне-
тания предыдущей ступени выше, чем всасывания следующей, вследствие
чего разность давлений, действующих на поршневые кольца, изменяет
свой знак. При этом происходит перекладка колец в канавках поршня
и облегчается поступление туда масла. При замене дифференциального
блока одним цилиндром упрощается также конструкция и монтаж
машины, уменьшается длина ряда, а поршень может быть вынут через
заднюю крышку, т. е. без демонтажа цилиндра и трубопроводов.

По схеме S, часто применяемой при высоких давлениях, выполнен
ряд II—III ступеней, сжимающих водород в многослужебном компрес-
соре по рис. IV.9. Для уплотнения утолщенного штока в одних конструк-
циях служат сальники, в других — поршневые кольца на штоке. Встре-
чаются многорядные двухступенчатые дожимающие компрессоры высо-
кого давления, все ряды которых выполнены по схеме 8 и действуют
параллельно.

Схема 7, которую используют, чтобы избежать сальник высокого давле-
ния на утолщенном штоке, имеет недостатки: наличие уравнительной
полости, увеличение длины блока цилиндров, дифференциальный поршень.

Если в ряду компрессора расположить две ступени (схемы 5, б, 7 и S),
то поршневые силы ряда вдвое больше, чем при одной ступени двойного
действия. Во избежание перегрузки механизма движения в ряду, где
находятся эти ступени, в них снижают отношение давлений либо сохра-
няют его, но дублируют ряды, помещая в двух рядах компрессора ци-
линдры половинного объема.

Граница применимости поршневых уплотнений чугунными кольцами
при чугунной втулке в цилиндре — 40 Мн!м\ при втулке из карбида
вольфрама — 220—250" Мн/м*. Для более высоких давлений поршни
не применяются. Цилиндры выполняются с плунжером, уплотняемым
в сальнике. Для ступеней сверхвысокого давления применяются только
цилиндры одинарного действия. С точки зрения использования базы ком-
прессора это неблагоприятно; она воспринимает нагрузки в несколько
раз большие, чем при цилиндрах двойного действия. Поэтому в крупных
компрессорах сверхвысокого давления располагают в одном ряду два
цилиндра, противолежащих друг другу (схемы 11 и 12), которые находятся
либо по одну, либо по обе стороны вала. Если оба цилиндра принадлежат
одной ступени, поршневая сила снижается по двум причинам: во-первых,
рабочий объем ступени описывают два плунжера (или поршня) и, сле-
довательно, площадь плунжера уменьшается вдвое; во-вторых, нагнетание
в одном цилиндре сопровождается всасыванием в другом, и восприни-
маемая механизмом движения результирующая поршневая сила равна
разности сил, действующих на плунжеры обоих цилиндров. Так, если
при одном цилиндре одинарного действия и отношении давлений 2,5
поршневая сила 500 кн, то при двух противолежащих друг другу ци-
линдрах одной ступени она равна

П = —5---Чти— = 150 кн,

т. е. составляет лишь 30% поршневой силы, возникающей в первом случае.
В конструкциях с противолежащими цилиндрами по одну сторону вала
плунжеры присоединены к общему ползуну, связанному с кривошипным
механизмом посредством обводных тяг в обход одного из цилиндров
(компоновка 2 в табл. IV.2). При противолежащих цилиндрах по обе сто-
роны вала один из плунжеров соединен с крейцкопфом, а другой с пол-
зуном, связанным с крейцкопфом посредством обводных тяг в обход вала
(компоновка 3 в табл. IV.2).

В схеме компрессора сверхвысокого давления с противолежащими
цилиндрами (см. рис. XI. 13) нет обводных тяг, но применена гидравли-
ческая передача движения.

Усложнения и утяжеления базы можно также избежать, если перед
цилиндром высокого или сверхвысокого давления поместить буферный
цилиндр, уравнительная полость которого, расположенная со стороны
механизма движения, находится под давлением газа, а противоположная
под атмосферным давлением (схема 9, рис. IV. 17). Давление газа в буфер-
ном цилиндре выбирают с учетом условий уплотнения поршневыми коль-
цами или сальником (схема 10). Существенным недостатком конструкций
по схемам 9 и 10 являются потери энергии из-за трения в буферном
цилиндре и утечек газа из него.

ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ ЗАМЕЧАНИЯ К ВЫБОРУ СХЕМЫ

У компрессоров с одной ступенью в ряду число рядов должно быть
не менее числа ступеней. Для улучшения динамики машины и газодина-
мики потока, а также в связи с унификацией баз, одноступенчатые ком-
прессоры различных типов выполняют, как правило, с числом рядов
не менее двух. Оппозитные двухступенчатые компрессоры часто делают
двухрядными, четырехрядными и шестирядными. При этом используют
меньшие цилиндры и получают возможность, применив более легкую
базу, повысить частоту вращения компрессора.

Для упрощения конструкции и уменьшения габаритов малые много-
ступенчатые компрессоры изготовляют предпочтительно одно- или двух-
рядными. Компрессоры средней производительности, если нет малой мно-
горядной базы, выполняют двухрядными. Так выполнен шестиступенчатый
оппозитный компрессор с шестью цилиндрами в двух дифференциальных
блоках (см. рис. XI.5).

При распределении цилиндров между рядами учитывают их размеры
и доступность к клапанам. У вертикальных трехрядных компрессоров,
у оппозитных шестирядных или у компрессоров с большим числом рядов
цилиндры, расположенные в средних рядах, стеснены с двух сторон.
Поэтому там помещают цилиндры высокого давления, диаметр которых
мал, а клапаны не занимают много места (рис. IV. 16, схемы 16, 18, 30 и 32).

В угловых крейцкопфных однокривошипных компрессорах цилиндры
далеко отстоят друг от друга. При этом клапаны у вертикальных и наклон-
ных цилиндров могут быть свободно расположены по всей окружности.
У цилиндров, лежащих горизонтально, доступ к клапанам снизу неудобен,
поэтому в горизонтальных рядах обычно находятся цилиндры более высо-
кого давления, не имеющие нижних клапанов.

В оппозитных компрессорах для возможности расположить цилиндры
большого диаметра увеличивают расстояние между рядами или зеркально
смещают оси противолежащих рядов (рис. IV. 18). В последнем случае
компрессор более компактен, а при четырех рядах он может быть легко
уравновешен по силам инерции и их моментам.

При выборе расположения цилиндров следует учитывать возможность
упрощения газовых коммуникаций и рационального размещения меж-
ступенчатой аппаратуры. Газопровод оппозитных компрессоров проще,
если все цилиндры одной ступени, расположенные в различных рядах,
находятся по одну сторону вала. При этом фазы действия цилиндров
обычно смещены и поток в трубах более плавен. Для улучшения газоди-
намики потока межступенчатые трубопроводы должны быть предельно
короткими. В связи с этим у бесподвальных оппозитных компрессоров,
где холодильники расположены

непосредственно над цилиндрами,
цилиндры смежных ступеней
должны находиться в противоле^-
жащих рядах. В компрессорах
с размещением аппаратуры в под-
вале прямой передаче газа в про-
тиволежащие цилиндры мешает
цоколь фундамента и потому сту-
пени низкого давления целесооб-
разно располагать по одну сто-
рону вала, а высокого давления —
по другую.

Цилиндры двойного действия
ступеней высокого давления след

Рис. IV. 18. Компоновки четырехрядных (а)
и шестирядных (б) оппозитных компрессоров
с зеркальным смещением двух рядов

т располагать в рядах, где воспри-

нимаемая крейцкопфом нормальная сила действует на нижнюю парал-
лель (стр. 435). В противолежащих рядах эта сила действует также на
верхнюю параллель, что вызывает радиальное биение крейцкопфа, уси-
ливающее износ сальников ц поршневых колец.

В многослужебных компрессорах все цилиндры для одного газа
с целью упрощения коммуникаций располагают по возможности по одну
сторону вала (рис. IV.9).

4. ПРИВОД КОМПРЕССОРОВ

Наиболее распространенным приводом компрессоров является элек-
трический. Основные его преимущества: простота устройства и обслужи-
вания, надежность в работе, компактность конструкции и постоянная
готовность к действию. Последнее особенно важно для автоматизации
компрессорных установок.

Для привода компрессоров иногда применяют паровую машину или
- газовый двигатель; в машинах малой и средней мощности — двигатель
внутреннего сгорания, работающий на жидком топливе. Выбор привода
для крупных компрессоров зависит от энергобаланса предприятия. Дви-
гатели внутреннего сгорания, работающие на жидком топливе, обладают
автономностью действия, и потому широко используются для передвиж-
ных компрессорных станций.

Привод от паровой машины применяют сравнительно редко: вслед-
ствие загрязнения отработанного пара маслом нельзя повторно исполь-
зовать конденсат. В зарубежной практике применяют также привод
от паровой турбины с передачей через редуктор.

При приводе от паровой турбины I ступенью сжатия служит
иногда центробежный компрессор, соединенный с валом турбины.
В установке (рис. IV. 19), предназначенной для сжатия 6 мЧсек, очищен-
ного коксового газа от 0,1 до 1,3 Мн/м2, давление нагнетания центробеж-
ного компрессора 0,21 Мн/м2. Частота вращения центробежного компрес-
сора 132 сея"1, поршневого — 5,5 сея"1. Турбина выполнена конденса-
ционной, с отбором пара. Поршневой двухступенчатый оппозитный ком-
прессор соединен с редуктором при помощи упругого вала.
Паровая машина, турбина и двигатель внутреннего сгорания допу-
скают изменение частоты вращения, благодаря чему возможно плавно
и экономично регулировать производительность компрессора. Нормаль-
ные электродвигатели рассчитаны на постоянную частоту вращения.
При постоянной частоте вращения производительность компрессора регу-
лируют с помощью специальных устройств. Электродвигатели с плавным
изменением частоты вращения сложны или недостаточно экономичны и
применяются главным образом для привода компрессоров сверхвысокого
давления, для которых нельзя или нецелесообразно использовать другие

1

Т

Рис. IV. 19. Схема крупной компрессорной
установки с приводом от паровой турбины
(«Демаг», ФРГ):

1—паровая турбина; 2 — редуктор; 3 — цен-
тробежный компрессор; 4 — поршневой ком-
прессор

способы регулирования производительности. Взамен распространенных
для этой цели электродвигателей постоянного тока с ртутными выпрями-
телями в последнее время стали применять более простые, экономичные
и надежные асинхронные электродвигатели переменного тока с полупро-
водниковыми преобразователями частоты тока — тиристорами.

Если двигатель выполнен отдельно от компрессора, то мощность пере-
дается через муфту, редуктор или клиноременную передачу.

ЭЛЕКТРИЧЕСКИЙ ДВИГАТЕЛЬ

В современных установках электродвигатель располагают на общей
оси с валом компрессора, осуществляя непосредственную передачу дви-
жения.

Для компрессоров малой мощности применяют привод от асинхрон-
ных, преимущественно короткозамкнутых электродвигателей. При мощ-
ности компрессоров свыше 100 кет предпочитают синхронные электро-
двигатели.

Синхронная скорость вращения электрических двигателей, питаемых
от сети трехфазного тока с частотой 50 гц, определяется зависимостью

50	.

п = — сек 1 =
р

зооо
р

минг1,

(IV.1)

где р — число пар полюсов электродвигателя.

Электропромышленность Советского Союза выпускает двигатели с чис-
лом пар полюсов кратным четырем при п < 150 мин~\ кратным двум
при 150	500 мин~х и далее по ряду всех целых чисел, что опре-

деляет следующие синхронные частоту вращения:
Число пар полюсов	Частота сек"1	। вращения,	Число пар полюсов	Частота сек"1	вращения, (мин-1)
24	2,08	(125)	8	6,25	(375)
20	2,50	. (150)	6	8,33	(500)
18	2,78	(167)	5	10,0	(600)
16	3,13	(187)	4	12,5	(750)
14	3,57	(214)	3	16,6	(1000)
12	4,17	(250)	2	25,0	(1500)
10	5,00	(300)	1	50,0	(3000)

Асинхронные двигатели имеют частоту вращения ниже синхронной
приблизительно на 2—4%.

Частота вращения п и мощность электродвигателей Мэл находятся
в диапазоне значений:

квт

я, сек

Для малых компрессоров

» средних »
» крупных »

До 100
100—500
500—10 000

12—50
5—16,6
4—10

Для крупных оппозитных компрессоров разработаны специальные
электрические двигатели на мощности от 250 до 6300 квт и частоты вра-
щения от 4,17 до 10 сек"1 (250—600 мин"1). Основные данные по элек-
трическим двигателям для оппозитных компрессоров указаны в табл. XI 1.6.

Электрические двигатели небольшой мощности соединяют с валом
компрессора эластичной или, при общей фундаментной плите, жесткой
муфтой. Целесообразным типом электродвигателя для многооборотных
компрессоров мощностью до 160 квт является фланцевый двигатель,
статор которого крепят фланцем к станине компрессора, а ротор, выпол-
няющий одновременно функцию маховика, насаживают на удлиненный
конец коленчатого вала (рис. IV. 11 и IV. 14). При этом значительно упро-
щается конструкция электродвигателя, сокращается на 25—30% длина
установки и облегчается монтаж,

Г-образные и П-образные горизонтальные компрессоры средней и
большой производительности приводятся в движение специальными мало-
оборотными электродвигателями, расположенными между рамами или
между рамой и выносным подшипником; ротор двигателя насажен на ко-
ренной вал компрессора, укреплен тангенциальными шпонками и служит
его маховиком. Если маховой момент ротора недостаточен, то к нему при-
соединяют добавочное маховое кольцо (рис. IV.20).

Крупные электродвигатели большой мощности заглубляют до 113 вы-
соты в нишу фундамента. Для осмотра и ремонта электродвигателя раз-
меры ниши должны допускать смещение статора на всю ширину ротора,
причем статор устанавливают на салазках. При отсутствии возможности
смещения статор выполняют из двух половин.

При неконцентричности ротора и статора в двигателе возникает асим-
метрия магнитного поля. Поэтому величину радиального смещения, неиз-
бежного по условиям изготовления и монтажа, принято ограничивать,
допуская не более 10% зазора между ротором и статором; зазор у круп-
ных асинхронных компрессорных двигателей обычно не превышает 2 мм
и у синхронных 4—5 мм. При допускаемом смещении сила одностороннего
магнитного притяжения весьма значительна — она достигает половины
веса ротора и ее приходится учитывать в расчете вала.

В компрессорных установках средней и большой мощности применяют
электродвигатели консольного типа,, статор которых устанавливают на
общем с компрессором фундаменте, ротор же подобно фланцевым двигате-
лям насаживают на удлиненный конец коленчатого вала (рис. IV.8, а).

В консоли вала под влиянием тяжелого ротора и силы одностороннего
магнитного притяжения возникают большие напряжения. Это ограничи-
вает область применения консольных электродвигателей. Среди электро-
двигателей для оппозитных компрессоров консольное исполнение встре-
чается для мощности до 2500 кет (см. табл. XI 1.6). Все остальные двига-
тели, выпускаемые в СССР, имеют вал с фланцем для присоединения
к валу компрессора и выносной подшипник на другом конце.

Рис. IV.20. Электродвигатель со статором,

сдвигающимся вдоль вала

Применение консольных электродвигателей исключает требующую
высокой точности и трудоемкую стыковку валов, а также надобность
в выносном подшипнике. Кроме того, упрощается монтаж установки,
уменьшаются ее габариты и вес.

У электродвигателей, ротор которых расположен между коренными
подшипниками, вал, подшипники и фундамент образуют замкнутый кон-
тур, в котором индуктируется электрический ток, называемый подшипни-
ковым и вызывающий коррозию трущихся поверхностей вала и подшип-
ников. Для устранения подшипникового тока предусматривают токосъем-
ные устройства на валу или, если один из подшипников является вынос-
ным, установку его на изолирующих прокладках. У электродвигателей
консольного типа подшипниковый ток не возникает, что также является
существенным доводом в пользу их применения.

Сила одностороннего магнитного притяжения всегда направлена в сто-
рону меньшего зазора между ротором и статором. При смещении статора
вверх сила направлена вниз и она вместе с весом ротора может составить
недопустимую для вала нагрузку. Но при смещении статора вниз зазор
над ротором будет меньше, чем под ним, и сила одностороннего магнит-
ного притяжения, направленная вверх, частично или полностью разгру-
жает вал от веса ротора. Следовательно, область применения консольных
136
электродвигателей может быть расширена и распространена на все круп-
ные двигатели для оппозитных компрессоров. Все оппозитные компрес-
соры фирмы «Кларк» (США), включая самые крупные, мощностью
6000 кет, выпускаются только с консольными электродвигателями.

Асинхронные и синхронные электродвигатели, применяемые для при-
вода поршневых компрессоров, различаются по принципу действия и осо-
бенностям запуска. Из асинхронных машин преимущественное распро-
странение получил более экономичный двигатель с короткозамкнутым
ротором.' Он отличается простотой конструкции и не имеет контактных
колец, что определяет большую надежность его работы.

Так как ротор короткозамкнутого
меньшей, чем скорость поля статора,
то в стержнях обмотки ротора возни-
кает ток и возбуждается магнитное
поле, которое, взаимодействуя с маг-
нитным полем статора, создает вра-
щающий момент. При синхронном
вращении момент равен нулю. Под
нагрузкой он растет приблизительно
пропорционально величине скольже-
ния, но далее при некотором сниже-
нии частоты вращения линейность
зависимости нарушается, и момент,
достигнув максимума, идет на убыль.

У короткозамкнутых двигателей,
непосредственно включаемых в сеть,
пусковой момент выше номинального
(рис. IV.21). Под влиянием значи-
тельного избыточного момента час-
тота вращения быстро нарастает.
При этом в компрессоре возникают
механические напряжения, не превы-
шающие нормальных рабочих. Элек-
трические напряжения, возникающие
при пуске разгруженного компрес-

двигателя вращается со скоростью
отставая на величину скольжения,

Рис. IV.21. Пусковые характеристики
асинхронного короткозамкнутого электро-
двигателя:

1 — ток i и 2 — пусковой момент МЭл при
непосредственном включении в сеть на тре-
угольник; 3—ток i и 4—пусковой момент МЭл
при включении на звезду

сора, допустимы для короткозамкну-

того двигателя. При непосредственном включении двигателя в цепь упро-
щается аппаратура и обслуживание, поэтому его предусматривают везде,
где мощность электрической сети допускает значительные «толчки» пу-

скового тока.

При непосредственном включении короткозамкнутых двигателей мощ-
ностью до 30 кет пусковой ток равен 5—5,5-кратному, а пусковой момент
приблизительно равен двухкратному номинальному. У более крупных
двигателей кратность пускового тока составляет 3—3,5 номинального,
но соответственно снижается и пусковой момент.

Если по мощности электрической сети непосредственное включение
недопустимо, двигатели средней мощности включают с переключением —
первоначально на звезду, а по достижении нормальных оборотов — на тре-
угольник, а крупные — через пусковой трансформатор или последова-
тельным включением частей статорной обмотки.

При включении статорной обмотки на звезду пусковой ток умень-
шается в три раза, во столько же раз уменьшается и пусковой момент
(рис. IV.21). Однако при переключении со звезды на треугольник снова
возникает «толчок» тока, хотя и кратковременный, но близкий по вели-
чине к возникающему при непосредственном включении.
При включении через пусковой трансформатор понижается напряже-
ние, величина которого рассчитывается так, чтобы двигатель мог развить
момент, необходимый для пуска. По достижении полных оборотов проис-

ходит автоматическое включение двигателя непосредственно в сеть.

Способ последовательного включения частей обмотки проще, дешевле
и безопаснее. Он состоит в том, что каждая фаза обмотки статора разде-
ляется на две половины; пуск происходит при включении половины обмо-
ток. Вторая половина включается при полных оборотах. При таком запуске
пусковой ток и пусковой момент снижаются примерно до 0,6 от их значе-
ния при непосредственном включении, что достаточно для разгруженного

Частота вращения, %

Рис. IV.22. Пусковая характеристика
синхронного компрессорного электродви-
гателя: Мэл — пусковой момент электро-
двигателя; Мк—противодействующий мо-
мент компрессора; Mjcp— средний мо-
мент ускорения; i —пусковой ток. Момент
ускорения Mj = Мэл — Мк (отрезки орди-
нат на заштрихованной площади). Все ве-
личины даны в % от номинальных значений

компрессора.

Асинхройный двигатель с фазным
ротором в отличие от короткозам-
кнутого имеет ротор с трехфазной
обмоткой и контактные кольца со
щетками. При пуске включают в
цепь ротора пусковой или регули-
ровочный реостат, сопротивление ко-
торого выбирают таким, чтобы пус-
ковой ток был не более 1,5—2-номи-
нального, а в отдельных случаях был
равен номинальному. При этом вели-
чина вращающего момента близка
к номинальной. По мере разгона вра-

щающий момент снижается, но с пе-
реключением реостата на меньшее
сопротивление восстанавливается,
Когда двигатель достигает нормаль-
ных оборотов, пусковой реостат вы-
ключают и концы обмотки ротора
замыкают накоротко. Этим заканчи-
вается пуск, после чего двигатель ра-

ботает как короткозамкнутый, но
при большем сопротивлении фазного ротора и больших в нем потерях.
Асинхронный двигатель с фазным ротором применяют в случаях мало-
мощной сети или привода компрессора с очень большим маховиком.

В последнем случае пусковой реостат отводит значительное количество
тепла, которое при короткозамкнутом ррторе выделилось бы внутри дви-
гателя. При небольшом маховике нагрев настолько мал, что даже при

короткозамкнутом двигателе допускается последовательно несколько

пусков.

Недостатки асинхронного двигателя с фазным ротором: меньший
к. п. д., сложность пускорегулирующих устройств, сравнительно высокая
стоимость двигателя, необходимость тщательного ухода за контактными

кольцами и щетками.

У синхронных двигателей ротор выполнен с полюсами, несущими
обмотку возбуждения, статор имеет трехфазную обмотку. Для возбужде-
ния к полюсам ротора через щетки и контактные кольца подводится
постоянный ток. Ротор, будучи упруго связан магнитными силами с полем
статора, имеет ту же скорость вращения, что и магнитное поле, т. е. вра-
щается синхронно с ним. Магнитная связь между ротором и полем статора
служит синхронизирующей силой. При перегрузке сверхпредельной
синхронизирующей силы ротор отстает от вращающегося поля и, сместив-
шись на угол между парой полюсов, затем на следующий и т. д., оста-
навливается (двигатель выпадает из синхронизма).
Ротор синхронных двигателей, кроме полюсов, снабжен коротко-
замкнутой синхронной обмоткой, предназначенной для пуска. Кривые,
характеризующие пусковой период, показаны на рис. IV.22. Пусковой
момент находится в пределах 0,6—1,3 номинального. По мере увеличения
частоты вращения момент изменяется, вначале возрастая, а затем сни-
жаясь. Величина вращающего момента при входе в синхронизм, назы-
ваемая входным моментом, должна быть приблизительно
равна начальному пусковому моменту. Но конструктивно пусковой и вход-
ной моменты связаны взаимно так, что с повышением одного из них дру-
гой снижается, и поэтому оба они оказываются ограниченными сравни-
тельно невысоким пределом.

Ток возбуждения полюсов ротора включается, когда ротор разовьет
полное асинхронное число оборотов, составляющее около 95% от номи-
нального. После этого двигатель входит в синхронизм. Длительность
пускового периода синхронных двигателей составляет 5—6 сек. Пусковой
ток у них равен 5,0—6,5-кратному номинальному. Как и у короткозамкну-
тых асинхронных двигателей, он может быть снижен почти вдвое первона-
чальным включением только половины^ асинхронной пусковой обмотки
статора либо с включением через пусковой трансформатор.

С входом в синхронный режим скольжение прекращается, и асинхрон-
ная пусковая обмотка перестает содействовать вращению. В условиях
синхронной работы ротор совершает колебательные движения по отно-
шению к вращающемуся полю, которые возбуждают в пусковой обмотке
ток, тормозящий колебания. Таким образом, в синхронном режиме работы
пусковая обмотка действует как демпфер угловых колебаний ротора.

Колебания ротора возникают из-за того, что противодействующий
вращению момент на валу поршневого компрессора периодически изме-
няется. Вызывая изменение синхронизирующей силы и усиливаясь этими
изменениями, колебания ротора влекут за собой пульсацию тока, ко-
торая может проявляться в мигании электрических ламп или отразиться
на других потребителях энергии, присоединенных к сети. При чрез-
мерных колебаниях возникает переменная сила, которая расшатывает
полюса ротора й может привести к аварии. Поэтому колебания силы
тока не должны выходить за допустимые пределы.

Эффективное снижение колебаний тока достигается целесообразным
выбором схемы компрессора, а также увеличением момента инерции
маховика. Но так как при этом возрастает вес ротора двигателя, утол-
щается вал и утяжеляетёя вся установка, то этого способа следует избе-
гать. В синхронных двигателях роторы имеют большие маховые массы,
чем в асинхронных. Вопросы динамики компрессора с приводом от син-
хронного и асинхронного электродвигателей рассмотрены в гл. V.

Для возбуждения полюсов синхронных двигателей применяются гене-
раторы постоянного тока. При избыточном возбуждении полюсов синхрон-
ный двигатель становится генератором безваттной мощности (опережа-
ющий ток с компенсирующим cos <р), а при недостаточном возбуждении
поглощает ее (запаздывающий ток). Способность работать при cos <р = 1
или даже быть источником безваттной мощности и улучшать cos ср в сети
является основным преимуществом синхронных двигателей, оправдыва-
ющим их применение, несмотря на повышенную первоначальную стои-
мость и необходимость в более квалифицированном обслуживании.

Коэффициент полезного действия электродвигателей растет с увеличе-
нием мощности, но снижается при неполной нагрузке. На рис. IV.23
показано изменение к. п. д. синхронных электродвигателей.

При асинхронном и синхронном двигателях компрессор пускают
в разгруженном состоянии. Пусковой момент двигателя, включаемого
под нагрузкой, определяется наибольшим противодействующим моментом
компрессора, соответствующим верхней точке кривой его изменения по
углу поворота вала. Максимальный момент компрессора при пуске под
нагрузкой достигает 150—250% от номинального, а разгруженного лишь
20—30% той же величины. С увеличением скорости вращения противо-
действующий момент разгруженного компрессора сначала круто сни-

Рис. IV.23. Кривые зависимости к. п. д. х\эл синхронных электродви-
гателей для поршневых компрессоров от эффективной мощности при
различных нагрузках:

1 — нагрузка 100%; 2 — нагрузка 75%; 3 — нагрузка 50%

Компрессор при пуске разгружают либо свободным перепуском газа

после последней и некоторых промежуточных ступеней во всасывающую
линию I ступени, иногда с одновременным открытием продувочных вен-

тилей всех ступеней, либо

Рис. IV.24. Кривые изменения
противодействующего момента
при пуске разгруженного ком-
прессора:

1 — до приработки; 2—после при-
работки

отжимом всасывающих клапанов.

При сжатии в компрессоре взрывоопас-
ных газов (водорода, углеводородных газов
и др.) или при установке его в помещении,
где такие газы выделяются или могут выде-
ляться по условиям технологического про-
цесса, к электродвигателю и оборудованию
предъявляются специальные требования. При
этом по условиям образования взрывоопас-
ной концентрации различают помещения:

категория В-1, где горючие газы выделя-
ются или могут выделяться в таком количе-
стве, что возможно образование взрывоопас-
ной смеси их с воздухом;

категория В-1а, в которых в отличие от
категории В-1 образование взрывоопасной

смеси возможно только при авариях и неисправностях с постепенным
нарастанием концентрации и обнаруживается заблаговременно, до того,
как она станет опасной, по резкому запаху, показаниям воздухоанали-
заторов или другим способом;

категория В-16, аналогична категории В-la, но при нижнем пределе
взрывоопасной концентрации газа не менее 15%, если этот предел кон-
центрации выше, чем допустимо по санитарным нормам,, а газ при мень-
шей концентрации издает резкий запах (например, аммиак).
Для работы во взрывоопасных помещениях электропромышленность
выпускает взрывозащитные электродвигатели в различных исполнениях
в зависимости от принадлежности газовоздушных или паровоздушных
взрывоопасных смесей к одной из четырех категорий и четырех групп.
Категории смесей различаются'по распространению взрыва через зазоры
различной величины в соединениях оболочек. Опаснее смеси более высо-
ких категорий, при которых взрыв может распространяться через мень-
шие зазоры. Группы взрывоопасных смесей различаются по температурам
самовоспламенения.

Группа взрывоопасной
смеси.................

Температура самовос-
пламенения смеси, °C

А	Б

Более 450	300—450

Г	Д

175—300	120—175

Распределение некоторых взрывоопасных смесей по категориям и груп-
пам указано в табл. IV.3.

Таблица IV.3

Распределение взрывоопасных смесей по категориям и группам

Категория взрыво- опасной смеси	Группа взрывоопасной смеси			
	А	Б	г	Д
1  2  3  4	Аммиак, метан  Этан, пропан, домен- ный газ  Этилен, светильный газ, коксовый газ (ме- тана 40%, водорода 60%)  Водород, водяной газ	Бутан, пентан, пропилен, изо- пентан  Окись этилена, окись пропилена	Сероводород	Сероуглерод
Примечание. Ацетиленовоздушная смесь по температуре самовоспламенения относится к группе Б, критический зазор (категория) отсутствует.				

Выполнение и выбор взрывозащитных электрических двигателей
и изготовление электроустановок регламентированы правилами [60; 62]
с учетом категории помещения, а также категории и группы взрывоопас-
ной смеси.

Для малых мощностей применяют взрывонепроницаемые двигатели,
выполненные в прочном и плотном корпусе, способном выдержать давле-
ние взрыва, тем большее, чем выше категория взрывоопасной смеси. Круп-
ные электродвигатели, применяемые для взрывоопасных смесей всех кате-
горий и групп, изготавливают закрытыми, продуваемыми под избыточным
давлением (рис. IV.25). Отличие их в том, что все части двигателя, на-
ходящиеся под электрическим напряжением, заключены в кожух, в ко-
торый нагнетается чистый воздух.

Минимальное давление воздуха внутри двигателя, особенно у выхода
вала из кожуха, допускается не ниже 25 мм вод, ст. Это исключает про-
никновение внутрь двигателя взрывоопасных газов.

Применяют системы с разомкнутым и замкнутым циклом вентиляции.
В разомкнутом цикле продувку осуществляют чистым воздухом, который
забирают вне помещения, а по выходе из двигателя выбрасывают наружу.
В замкнутом цикле пользуются циркулирующим воздухом, который охла-
ждают водой в холодильниках и возвращают в двигатель, а утечку вос-
полняют чистым воздухом. В обоих случаях предусматривают блокировку,
гарантирующую предварительный пуск вентиляторов и удаление взрыво-
опасной среды из продуваемой системы, причем до пуска главного двига-
теля должен быть обеспечен пятикратный обмен воздуха.

В системах, действующих пр замкнутому циклу, которому в большин-
стве случаев отдают предпочтение, нет надобности в фильтрах для очистки
больших масс воздуха и в воздуховодах большого сечения, но необходимы
воздухоохладители. Последние располагают в фундаментной яме под
электродвигателем, которая для этого должна быть тщательно уплот-

Рис. IV.25. Электродвигатель компрессора на 4000 квт с продувкой чистым воздухом

йена, а в новых двигателях помещают внутри кожуха электродвига-
теля, обычно в верхней части. Это значительно удобнее, особенно для ком-
прессоров бесподвального исполнения. Разомкнутый цикл вентиляции
целесообразно применять при недостатке воды для охлаждения дви-
гателя.

Для воздушных компрессоров пневматических сетей и установок раз-
деления воздуха, для углекисдотных компрессоров и других, предназна-
ченных для сжатия невзрывоопасных газов при условии действия в не-
взрывоопасных помещениях, служат обычные электрические двигатели
открытого исполнения.

При приводе через клиноременную передачу, которую'во взрывоопас-
ных помещениях рекомендуется избегать, должны применяться специаль-
ные ремни, исключающие накопление статического электричества и воз-
можность электрического разряда.

ПОРШНЕВОЙ ДВИГАТЕЛЬ

Энергия, производимая поршневым двигателем — паровой машиной
или двигателем внутреннего сгорания, — передается компрессору через
вал, а при последовательном расположении друг за другом силовых и ком-
прессорных цилиндров — непосредственно через шток. В первом случае
двигатель либо установлен отдельно и связан с компрессором через муфту
или редуктор, либо встроен в конструкцию компрессора. Во втором слу-
чае двигатель и компрессор выполнены заодно, причем так, что механизм
движения на большей части хода воспринимает только разность поршне-
вых сил двигателя и компрессора. При этом уменьшается работа трения
и повышается механический к. п. д. Но в мертвых точках поршне-
вые силы складываются, поэтому кривошипный механизм рассчитывают
на прочность не по разности, а по сумме поршневых сил. При последова-
тельном расположении цилиндров увеличивается длина машины.

Для дальнего газоснабжения, нефтедобывающей и нефтеперерабаты-
вающей промышленности широко применяют мотокомпрессоры, т. е. ком-
прессоры, выполненные заодно с двух- или четырехтактными газовыми
двигателями. Их строят угловыми с горизонтальным расположением
цилиндров компрессора и вертикальным или V-образным расположением
цилиндров двигателя (рис. IV.26).

Цилиндры компрессора находятся по одному в каждом ряду, причем
в отдельных конструкциях они расположены оппозитно по обе стороны
вала. Мощность мотокомпрессоров достигает 9200 кет.

У мотокомпрессоров с V-образным расположением цилиндров двига-
теля против каждого колена находятся три цилиндра, из которых один
двойного действия принадлежит компрессору и два — двигателю. Угол
между цилиндрами двигателя 60°. Так выполнен мотокомпрессор, пока-
занный на рис. IV.26. Его продувочный насос устроен в крейцкопфной
полости компрессора, для чего корпус крейцкопфа дополнен поршнем.
При десяти цилиндрах двигателя мощность мотокомпрессора 1100 кет.

Вопрос о числе тактов двигателя для мотокомпрессора решается раз-
лично. Основным преимуществом двухтактных двигателей является более
высокая литровая мощность — при равных размерах цилиндров и одина-
ковой частоте вращения мощность двухтактных двигателей больше, чем
у четырехтактных на 65—75%. Благодаря увеличению литровой мощности
уменьшается масса и габариты двигателя. Масса двухтактного двигателя
с поршневым продувочным насосом меньше на 45% и габариты на 25—
30%, чем у соответствующего четырехтактного. Это способствует их рас-
пространению.

Мотокомпрессоры с двигателями обоих типов предназначаются чаще
всего для работы на природном или попутном нефтяном газах. Они могут
быть переоборудованы для работы на жидком топливе, но при этом мощ-
ность двигателя снижается на 25%.

Вместо мотокомпрессоров в ряде случаев применяют агрегаты, состоя-
щие из оппозитного компрессора и двигателя внутреннего сгорания, со-
единенных муфтой. В таком исполнении компрессорная установка зани-
мает больше места, но преимуществом является применение серийного
двигателя. Другое преимущество состоит в возможности раздельной до-
ставки компрессора и двигателя в труднодоступные районы, вес и габа-
риты каждого из которых намного меньше, чем у мотокомпрессора.

Регулирование производительности мотокомпрессора, как и компрес-
сора с приводом от отдельного двигателя внутреннего сгорания, осуществ-
ляют снижением частоты вращения обычно в пределах от 100 до 50%.
В этих пределах регулирования экономичность двигателя практически не
уменьшается.

Двигатели внутреннего сгорания допускают кратковременное повы-
шение вращающего момента на 10%. При моменте ниже номинального
экономичность двигателя падает, так как с уменьшением подачи топлива
возрастает избыток поступающего в цилиндр воздуха. Для возможности
эксплуатировать двигатель в наиболее экономичном режиме компрессор
часто снабжают дополнительной системой регулирования производитель-
ности, предназначенной для того, чтобы вращающий момент двигателя
сохранить по возможности неизменным, если давление всасывания и
нагнетания у компрессора повышается или снижается.
1295

2975
Рис. IV.27. Принципиальная схема свободнопоршне-
вого дизель-компрессор а

Пуск газовых двигателей производят сжатым до 2,0—2,5 Мн/м2, возду-
хом из пусковых баллонов.

Максимальный момент двигателя не совпадает по времени с максималь-
ным противодействующим моментом компрессора. Вследствие этого на
время пуска компрессор необходимо разгрузить.

Для передвижных компрессорных установок применяют автотрактор-
ные двигатели дизельного или карбюраторного типа. Первые более эко-
номичны по расходу топлива. Кроме того, они работают на более дешевом
Тяжелом топливе.	ч

Поршни двигателя и компрессора движутся поступательно, и враща-
тельное движение вала обоих машин является кинематически вспомога-
тельным. Его можно ис-
ключить, передавая энер-
гию непосредственно от
двигателя к компрессору,
несмотря на то, что наи-
большие поршневые силы
у двигателя возникают
в начале хода поршня,
а компрессора — в конце
хода.

Задача непосредствен-
ной передачи энергии ре-
шена в дизель-компрессоре
со свободными поршнями,
который действует следую-
щим образом. Энергия
газа, расширяющегося
в цилиндре дизеля, сооб-
щает движение двум порш-

невым группам, синхронно движущимся в противоположные стороны,
и перемещает их к внешним мертвым точкам (рис. IV.27). В начале
этого хода противодавление газа в цилиндрах компрессора еще неве-
лико, поэтому лишь небольшая доля сил, действующих на поршни ди-
зеля, затрачивается на преодоление давления и сил механического трения.
Избыток движущих сил со стороны дизеля над силами сопротивления со
стороны компрессора расходуется на увеличение скорости движения
поршней, в результате чего избыточная энергия трансформируется
в кинетическую энергию поршневых масс. По мере сжатия газа в ци-
линдрах компрессора противодействие со стороны компрессора возрас-
тает. При некотором положении поршней силы противодействия компрес-
сора становятся равными, а затем превышают уменьшающиеся по ходу
поршней движущие силы дизеля. Поршни получают обратное ускорение
и передают компрессору запасенную ими энергию, которая расходуется
на дальнейшее сжатие газа. Возврат поршней к внутренним мертвым
точкам происходит за счет энергии сжатого газа, оставшегося в наме-
ренно увеличенных мертвых пространствах цилиндров компрессора. Таким
образом, в машинах, действующих по описанному принципу, свободные
поршни выполняют аналогично маховику роль аккумулятора энергии.

Четырехступенчатый свободнопоршневой дизель-компрессор произ-
водительностью 33 дмЧсек и на конечное давление 25 Мн/м2 показан
на рис. IV.28 и IV.29. Слева от цилиндра дизеля расположены I и IV сту-
пени, а справа — II и III ступени. Для обеспечения синхронного движе-
ния поршневых групп в противоположные стороны дизель-компрессор
оборудован двумя зубчатыми синхронизаторами, которые расположены
145
о
Рис. IV. 29. Внешний вид дизель-компрессора по рис. IV.28

ПпршенЬ Ш ступени

ГюршенЬ П ступени

ПоршенЬ

Вал привода Водяного насоса и.

лубрикатора

Зуииатая рейка

Палец зубатой рейки

Палец mpaSepcbt

~ ПоршенЬ I ступени

ПоршенЬ

IV ступени

поворотная

~Меоео жестко
закрепленная

Вол приВодо топливного
насоса

Поршнедой штин IVступени
^"УплотнителЬное колЬци
Шарадой шарнир

Рис. IV.30. Кинематическая схема дизель-компрессора
по бокам цилиндра дизеля и состоят из шестерни й двух находящихся
с нею в зацеплении реек, связанных с противоположными поршневыми
группами (рис. IV.30). Цилиндр дизеля выполнен с двумя рядами окон
для прямоточной продувки. Продувочный воздух нагнетается поршнем I
ступени на протяжении обратного хода и в начале прямого хода.

Пуск дизель-компрессора, который производится сжатым воздухом,
осуществляют следующим образом: с помощью рукоятки 1 (рис. IV.31)
поршневые группы разводят в крайнее внешнее положение, в котором они
удерживаются защелкой 2. Далее посредством рычага 3 открывают пуско-
вой клапан и цилиндр I ступени заполняют воздухом при избыточном
давлении 0,6 Мн/м2, а цилиндр II и следующих ступеней—2,5 Мн/м2. На
выходе из компрессора предусмотрен клапан, рассчитанный на автоматиче-

Рис. IV.31. Пусковая схема дизель-компрессора

ское открытие при давлении выше 15 Мн/м2. Во время пуска он предот-
вращает выход воздуха в нагнетательную линию. При достижении в I сту-
пени давления 0,6 Мн/м2 пусковой воздух отжимает клапан 4, действует
на поршенек 5 и, ломая линию двухзвенного рычага 6, выводит защелку 2
из зацепления с поршнем. Тогда под давлением пускового воздуха, за-
полнившего цилиндры компрессора, осуществляется пусковой ход, к концу
которого форсунка подает топливо в камеру сжатия дизеля.

В дизель-компрессорах другого исполнения синхронизаторы, распо-
ложенные также по бокам цилиндра дизеля, состоят из двух шатунов,
связанных с коромыслом, получающим качательное движение. Пуск ди-
зель-компрессора иногда производят натяжением пусковой пружины.

К преимуществам дизель-компрессора относятся: полная уравновешен-
ность сил инерции, достигаемая равенством масс противоположно движу-
щихся поршневых групп, и, как следствие, отсутствие необходимости
в фундаменте; компактность машины; отсутствие шатуна, вала, маховика
и системы циркуляционной смазки; возможность регулировать произво-
дительность компрессора сокращением хода поршней при уменьшенной
подаче топлива; устойчивость частоты ходов при пониженной производи-
тельности и отсутствие необходимости в регуляторе частоты.

Высокая степень сжатия в цилиндре дизеля повышает экономичность
его рабочего процесса. Но значительные потери в компрессоре — газоди-
намические, связанные с высокой скоростью поршня (на рабочем ходе ди-
зеля — до 10 м/сек), и механические, вызванные очень низкими объемными
коэффициентами (вследствие больших мертвых пространств), существенно
ухудшают энергетические показатели свободнопоршневых дизель-ком-
прессоров.
Г л а в a If

V ДИНАМИКА ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА

1. СИЛЫ В КРИВОШИПНОМ МЕХАНИЗМЕ

УРАВНЕНИЯ КИНЕМАТИКИ

Перемещение поршня, его скорость и ускорение зависят от угла пово-
рота кривошипа ф и величины А, выражающей отношение длины радиуса
кривошипа к длине шатуна (а = -0. С увеличением длины шатуна умень-
шается давление на башмак крейцкопфа (у бескрейцкопфных компрессо-
ров — на боковую поверхность поршня). Учитывая, однако, габариты и
вес машины, длину шатуна ограничивают и А выбирают
1 1
в пределах .

Внутреннее (у вертикальных машин — верхнее) поло-
жение кривошипа (мертвая точка) и соответствующее ему
положение поршня обозначаются ВМТ. Противоположное,
наружное положение кривошипа (у вертикальных машин —
нижнее) обозначается НМТ. В положении ВМТ поршень
находится у наружной крышки цилиндра, т. е. занимает
положение, наиболее удаленное от оси вала.

Величина перемещения поршня от ВМТ (рис. V.1)

S=АО — ВО = АО — (BD + DO)=/ + г—(/ cos р + г cos <р).

Пользуясь отношением
sin р _________________ г _

sin <р — I ~ ’

кривошипного
механизма

имеем

или

sin р = A sin q>

COS Р = ]/1 — Sin2 р = ]/1 — А281П2ф.

Полученное выражение можно представить в виде бесконечного ряда
а .	А251п2ф А4 ЗШ4ф

COS р = 1-----1----------о ------- • •

Члены ряда по величине прогрессивно убывают и, начиная с третьего,
могут не учитываться. Подставляя значение cos р в формулу для S, на-
ходим

S = 1 + Г — (l--Sin2 ф + ГСОЭф) = Г ( 1	51П2ф — СОЭф) =

= г (1 — созф) +

-£-(1 — cos 2ф)].

(V.I)
Дифференцируя уравнение (V.1) по времени ty находим скорость
поршня

dS dS dq /	. К , n \ dw

с = ~dF =	“ r (sin(P + T sin 2(P) dT ’

Полагая угловую скорость вращения вала -—р постоянной и равной

= со = 2лп,
ас

где п — частота вращения вала (сек"1), получим

с = гео ( sin ф + sin 2(р) .	(V.2)

Дифференцируя уравнение (V.2) по времени /, находим ускорение
поршня

/ = ^==^,ir==ro)2(COS(f + Xcos2<p)- (V-3)

МАССА ДВИЖУЩИХСЯ ЧАСТЕЙ

Движущимися частями кривошипного механизма компрессора яв-
ляются коленчатый вал, шатун, поршень и у крейцкопфных компрессо-
ров — поршневой шток и крейцкопф.

Для определения сил инерции неуравновешенные массы этих частей
должны быть приведены к центру пальца кривошипа, совершающего вра-
щательное движение, и к центру крейцкопфного (или поршневого) пальца,

Рис. V.2. Элементарные массы
колена вала

совершающего возвратно-поступательное
(возвратное) движение.

Масса колена вала может быть разбита
на три части, из которых неуравновешен-
ными являются mKi и ткП (рис. V.2). Приве-
денная к центру пальца кривошипа неурав-
новешенная масса колена

тк = mKt 4- mKli

(V.4)

Масса шатуна приближенно заменяется двумя массами, одна из ко-
торых тх сосредоточена в центре крейцкопфного (или поршневого) пальца,
а другая ту — в центре кривошипной шейки.

В расчетах принимают тх = (0,24-0,3) тш и соответственно ту =
= (0,84-0,7) тш \тш — масса шатуна).

Суммарную массу тп комплектного поршня, совершающего возвратно-
поступательное движение, составляют массы совместно движущихся порш-
ней ряда, поршневого штока, ползуна и крейцкопфа с пальцем. Вследствие
прямолинейности движения можно считать всю массу сосредоточенной
в центре пальца крейцкопфа.

Общая масса возвратно-движущихся частей компрессора с учетом ша-
туна

т$ = тп + тх.	(V.5)

Общая масса неуравновешенных вращающихся частей, приведенных
к пальцу кривошипа,

ГПг = тк +	(V.6)
СИЛЫ ИНЕРЦИИ

В кривошипном механизме возникают следующие силы инерции.

1.	Сила инерции возвратно-движущихся масс (н)

I = msj = m/co2 (cos ф + % cos 2ф).	(V.7)

Эту силу можно представить в виде суммы

/ = Л + /2,	(V.8)

где

= m/(d2 cos ф	(V.9)

— сила инерции первого порядка, период изменения которой равен вре-
мени одного оборота вала, и

/а = msro)2% cos 2ф	(V. 10)

— сила инерции второго порядка, период изменения которой равен вре-
мени полуоборота вала. Обе силы 1г и /2 всегда направлены по оси ряда,
но периодически изменяют свою величину.

Амплитуды сил инерции первого и второго порядков, обозначаемые
соответственно /!0) и /г0, связаны равенством

т.	е. амплитуда сил инерции второго порядка в несколько раз меньше,
чем сил инерции первого порядка (рис. V.3).

Знак силы инерции, направленной от центра коленчатого вала к ци-
линдру, т. е. вызывающей в шатуне напряжения растяжения, принято
считать положительным, а направленной в противоположную сторону —
отрицательным. При таком условии знак силы совпадает со знаком коси-
нуса при отсчете углов ф от внутренней мертвой точки (ВМТ на рис. V. 1).

2. Центробежная сила неуравновешенных вращающихся масс (к) по-
стоянна по величине и направлена по радиусу кривошипа

/Z = m/G)2.	(V.11)

ДЕЙСТВУЮЩИЕ СИЛЫ

Давление газа в цилиндрах всех ступеней, последовательно располо-
женных в ряду компрессора, действует одновременно на поршни и торцо-
вые поверхности цилиндров, создавая равные по величине, но
противоположные по направлению силы П (рис. V.4). Одновременно
с суммарной поршневой силой, которую воспринимают поршни и пере-
дают на палец крейцкопфа, возникает равная, но противоположно направ-
ленная сила, приложенная к цилиндрам. Последняя либо прижимает
цилиндры к станине, либо отрывает их от нее.

К пальцу крейцкопфа, кроме поршневой силы, вызванной давлением
газа, приложена сила инерции возвратно-движущихся частей.

Алгебраическая сумма этих сил,

77 + 7 = Л	(V. 12)

У ВМТ, а при цилиндрах двойного действия также у НМТ, знаки П
и / противоположны и результирующая сила Р выражается их разностью.

Рис. V.4. Схема действия сил

В точке близ среднего положения поршня
I = о и Р = 77.

Раскладывая силу Р на две составляю-
щие: по направлению шатуна — Pt и нор-
мально к оси цилиндров — N, получаем:

7V = Р tg₽.	(V.14)

Сила Рь действуя на палец кривошипа,
создает момент MK=Pth, который может
быть заменен моментом Мк пары сил Pt
и приведенной силой Ph приложенной
к подшипникам коленчатого вала.

Момент компрессора

MK = Pth — Pr Sing + P) (V. 15)
LUO р

противодействует вращению вала.

Момент Мк равен алгебраической сумме моментов

Мк =

(V.16)

где Мд — момент двигателя, приложенный к валу компрессора, J — мо-
мент инерции вращающихся масс; е — угловое ускорение коленчатого
вала (в установившемся режиме вращения — в пределах одного оборота);
Je, — момент касательных  сил инерции вращающихся масс (махо-
вика).

Силу Р(, приложенную к подшипникам вала, можно разложить на
две силы: действующую по оси ряда и нормальную к ней.

Нормальная сила

Pzsinp = P-^-|-=PtgP = M

а сила, направленная вдоль оси цилиндра,
п о Р cos р п
P^cosp =——= Р.

1 r cos р

Таким образом, на станину компрессора действуют две противополож-
ные силы, одна из которых 77 приложена к фланцу крепления цилиндра,
а другая Р — к подшипникам. Разность этих сил равна силе инерции воз-
вратно-движущихся масс

Р — П = 1.

(V.17)
В однорядных компрессорах она не уравновешивается и действует на
фундамент. Кроме того, на фундамент передается также центробежная
сила неуравновешенных вращающихся частей 1п которая направлена
по радиусу кривошипа и воспринимается коренными подшипниками.

Силы N при плече А создают действующий на фундамент опрокидываю-
щий момент, равный моменту Мк, воспринимаемому валом компрессора.
Двигатель компрессора создает крутящий момент Мд. На корпус двига-
теля действует обратный крутящий момент — Мд9 который передается
на фундамент. Компрессор и двигатель обычно устанавливают на общем
фундаменте; в ©том случае моменты вычитаются. Общий фундамент вос-
принимает реактивный момент

W ==МК-Мд = -Л,	(V. 18)

обратный моменту, ускоряющему вращение маховика и, следовательно,
меняющий свой знак противоположно знаку е.

Таким образом, на фундамент однорядного компрессора, кроме его
веса, действуют свободные силы инерции / и 1Г и реактивный момент W.

Силы от давления газа в цилиндрах на фундамент не передаются.

2. УРАВНОВЕШИВАНИЕ СИЛ ИНЕРЦИИ

Силы инерции периодически изменяются по величине и направлению
и Вызывают колебания фундамента. Уменьшения колебаний можно дости-
гнуть, уравновешивая силы инерции другими силами инерции, изменяю-
щимися с той же частотой, но направленными в противоположную сто-
рону. В многорядном компрессоре частичное или полное взаимное уравно-
вешивание сил может быть достигнуто путем выбора рационального угла
смещения кривошипов, расположения рядов и устройства добавочных про-
тивовесов на коленчатом валу. В компрессоре, полностью уравновешенном,
суммы сил инерции первого и второго порядков, моментов всех сил инерции
и центробежных сил от неуравновешенных вращающихся масс в любом
положении вала равны нулю.

Реактивный момент W остается неуравновешенным во всех случаях.

Если силы инерции неуравновешены, колебания можно уменьшить
устройством фундамента достаточно большой массы. Масса фундамента
крупных компрессоров иногда достигает 5000 пг.

Передвижные компрессорные установки не имеют фундамента. Его
роль выполняют масса тележки и закрепленных на ней механизмов. По-
этому компрессоры, предназначенные для таких установок, должны быть
хорошо уравновешены.

ОДНОРЯДНЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Для уравновешивания центробежной силы инерции 1Г на щеках ко-
лена, противоположно кривошипной шейке7 располагают два противовеса.
Суммарная масса противовесов т0 находится из условия

Z7Z0r0C02 — mrrco2,

где г0 — расстояние центра тяжести противовеса от оси вращения вала.
Если масса одного противовеса

то вращающиеся массы полностью уравновешены.
Силы инерции возвратно-движущихся масс в однорядной кривошипной

машине можно уравновесить лишь1 кинематически сложными средствами.

Свободную центробежную силу znsrco2 (рис. V.5) можно создать допол-
нительными противовесами с массой /ns, сосредоточенной на радиусе г.
Перенеся эту силу в центр вала и разложив по двум взаимно перпендику-

Рис. V.5. Взаимодей-
ствие центробежной
силы противовеса с си-
лой инерции первого
порядка возвратно-
движущихся масс

лярным направлениям, получим составляющую
msrco2 cos <р, которая действует вдоль оси ряда, на-
правлена противоположно силе инерции первого
порядка равна ей по величине и полностью ее
уравновешивает. Вторая составляющая znsrco2 sin ср,
действующая в направлении, перпендикулярном оси
ряда, остается свободной. Таким образом, дополни-
тельные противовесы на коленчатом валу, в сущно-
сти, не уравновешивают силу /ь а лишь поворачи-
вают ее в плоскости вращения колена на угол 90°.
В горизонтальных Г-образных и П-образных ком-
прессорах осуществляют поворот 0,3-ь0,5 силы /х,
остальная часть ее действует в горизонтальном на-
правлении. В вертикальных компрессорах при по-
вороте силы инерции первого порядка рекомендуется
ограничивать горизонтальную составляющую вели-
чиной 0,15-5-0,20/х.

Силы инерции второго порядка, период измене-
ния которых соответствует времени полуоборота ва-
ла, не могут быть уравновешены противовесами на
коленчатом валу. Другие устройства из-за их
сложности в компрессорах применяются крайне
редко.

МНОГОРЯДНЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Цилиндры расположены в параллельных рядах по одну сторону вала.
Рассмотрим двухрядное выполнение с углом смещения колен 180° (компо-
новка 1 в табл. V. 1).

Силы инерции первого ряда:

h = zns/4o2cos<p;

/2 = /nsrco2Xcos 2<р;

Ir = пггГа)2 (направлена по радиусу кривошипа первого ряда).

Силы инерции второго ряда:

Л = tnsr&2 cosm(<P + 180°) = — m3ray2 cos <p;

/2 = пг3г<Л cos 2 (<p 4- 180°) = /nsrco2Xcos2cp;

fr = — nirr(i? (направлена противоположно радиусу кривошипа первого
ряда).

Как правило, неуравновешенные вращающиеся массы обычно одина-
ковы для обоих рядов (/п' = mr = znr).

При сложении сил получим:

S Л = (^s — m's) гы2 cos <р;	(V.20)

S /2 = (ms + rn"s) Г(О2Х cos 2(р:	(V.21)



(V.22)
Таблица V.l

Амплитуды результирующих сил инерции и их моментов в компоновках
с параллельным расположением рядов при равенстве масс по рядам1 (ms = idem)

Положение цилиндров относитель- но вала	Число рядов 1	Компоновка			Амплитуды сил		Амплитуды моментов	
					первого порядка /(0)	второго порядка  7(0) 2	первого порядка Л*<°>	второго порядка Л1<0)
По одну сторону вала	2			Г” i	0	2msr(i)2h	tnsr(d2a	0
	2	*1	*aH\  2		К 2 msrto2	0	/2	2  —2~ msrco2a	msro2ka
	3	'Uu-			0	0	КЗ msrco2a	К 3 msr<d2ka
	4	1  д	’ к		*0,44  4	0	0	2 К2 msro2a	2msro2Ka
	4				0	0	V~2 tnsr(n2a	4msro2Ka
	4	La*  । 1	„★a*	--*arL  7  6	0	4/nsrto2X	0	0
	6	t Л 1 „ JUct* V1  1 - L/мД-Дпг I  r	7			0	0	0	0
По обе стороны вала	2				0	0	msrm2a	msrco2Xa
	3	/	9			0	0	0	0
	3	•	1	10			0	2msrco2X	КЗ msra)2a	КЗ msrco 2 Xa
|	1 В компоновке 9 масса среднего р;	По обе стороны вала			По одну сторону вала				Положение цилиндров относительно вала	
	ОО	00	СТ)	4х		►и		Число рядов	
	и	К-С X  -1  U л	,1^-ьЦ ij	11  “vLjAj 1 k a fl i z п ki	14	4-  13	Jill Пт и j  NO	Aji	Компоновка	
я Я  Ьэ  to  5 V)	о	о	о	CD	CD	О	CD	первого порядка /(0)	Амплитуды сил	|
	о	о	о	О	CD	О	CD	второго порядка 40)	
	о	о	о	О	О	NDI  5  V)  е  to  &	Ю| 5 (Л  8 to  &	первого порядка ЛГ<°>	| Амплитуды моментов |
	о	о	о	ND 5 (Л  е  Г	О	ND 5  е ьо г	О	второго порядка м<°>	

Продолжение табл. V.1
Силы инерции первого порядка, направленные в противоположные
стороны, образуют относительно средней оси момент

Мг — (ms + m 's) rufa cos ср.	(V.23)

Максимум и минимум сил инерции первого и второго порядков дости-
гаются при следующих значениях угла ф:

Максимум Минимум
................ 0°	180°

/2.................0	и 180°	90 и 270°

Момент пары сил от неуравновешенных вращающихся масс

Мг = тгг(д2а	(V.24)

может быть полностью уравновешен установкой на валу двух противо-
весов, образующих противоположный момент той же величины Мг.

Наиболее полное уравновешивание достигается при равенстве масс.
Для этого поршень в ряду низкого давления выполняют облегченным,
например из легких сплавов, или утяжеляют поршень ряда высокого дав-
ления. Для уменьшения момента сил инерции первого порядка следует
сокращать расстояние между рядами.

Наибольшие амплитуды результирующих (свободных) сил инерции и
их моментов для этой и следующих компоновок с параллельным располо-
жением цилиндров при равенстве масс поршней по рядам приведены
в табл. V. 1.

В двухрядной компоновке 2 с углом смещения колен 90° не достигается
уравновешивания сил инерции и моментов, но при цилиндрах двойного
действия суммарная кривая противодействующего момента (т. е. момента,
препятствующего вращению компрессора) получается более плавной
и, следовательно, снижается необходимый момент инерции маховика.
Поэтому при проектировании крупных компрессоров, частота вращения
которых мала, отдают предпочтение углу между коленами в 90°. Наоборот,
при большой частоте вращения, когда оказывается достаточным сравни-
тельно малый махозик, в целях снижения неуравновешенных сил инер-
ции выбирают угол между коленами 180° (компоновка /).

При трех рядах и угле смещения колен 120° суммарная сила инерции
первого порядка

2 Л = r®2 [m's cos ф + m's cos (ср + 120°) + m"' cos (ф + 240°)]	(V.25)

экстремальна при

При равенстве масс возвратно-движущихся частей всех рядов (т' =
= tns = tn’s = ms)

2 Ii — /п/(о2 [cos ф + cos (ф + 120°) + cos (ф + 240°)] = 0	(V.27)

и аналогично

S4 = 0.	(V.28)

Таким образом, силы инерции первого и второго порядков уравнове-
шиваются полностью. Однако моменты этих сил остаются неуравнове-
шенными (табл. V. 1, компоновка 3).
В компоновках 4 и 5 при равенстве масс силы инерции первого и вто-
рого порядков полностью уравновешены, но их моменты остаются свобод-
ными. В компоновке 6 не уравновещены лишь силы инерции второго по-
рядка, но их сумма достигает значительной величины.

При расположении всех цилиндров по одну сторону вала минимальное
число рядов, необходимое для полного уравновешивания силы инерции
и их моментов, равно шести (компоновка 7). При этом углы между коле-
нами равны 120°, причем последние три колена расположены зеркально
относительно первых, т. е. четвертое колено совпадает по направлению
с третьим, пятое со вторым и шестое с первым.

Цилиндры расположены в параллельных рядах по обе стороны вала
(горизонтальные оппозитные компрессоры). 1. Число рядов — 2. Угол
смещения колен 180° (компоновка 8).

Силы инерции первого и второго порядка направлены в противополож-
ные стороны и их результирующие равны:

2 А = 71— 4 — (ms — tn"s) г®2 cos <p;	(V.29)

S h = Л — /2 = (m’s — tns) г(л2к cos 2ф.	(V.30)

При равенстве масс tns — tns = tns силы взаимно уравновешиваются,
но создают моменты:

= msra>z acos ф;	(V.31)

Л42 = msra>zKa cos 2ф.	(V.32)

Расстояние между рядами «а определяется только конструкцией вала.
Оно всегда значительно меньше, чем в компоновках 1 и 2 (табл. V.I), где
сближение рядов в вертикальном компрессоре ограничено размерами ци-
линдров, а в горизонтальном П-образном — кроме того, местом для рас-
положения маховика или электродвигателя.

У оппозитных баз с парными коленами вала расстояние а и, следова-
тельно, моменты ЛЦ и М2 меньше, чем для баз с раздельными коленами
вала.

Суммарная диаграмма противодействующего момента получается та-
кой же, как в однорядном компрессоре, но при повышенных оборотах,
достигаемых при компоновке 8, масса маховика невелика.

2.	Число рядов — 3. Цилиндры двух крайних рядов расположены по
одну сторону оси вала, цилиндр среднего ряда — по другую. Среднеё
колено трехколенчатого вала смещено на 180° (компоновка 9). Здесь мо-
жет быть достигнута уравновешенность не только сил инерции первого и
второго порядков, но и их моментов. Массы возвратно-движущихся частей
двух крайних рядов должны быть одинаковы и в сумме равны массе сред-
него ряда. Полное уравновешивание сил инерции завершается установкой
двух противовесов, рассчитанных на избыточную массу крайних колен.

При трехрядном оппозитном исполнении, но с углом смещения колен
120° (компоновка 10) результирующие силы инерции первого порядка не
зависят от расположения рядов по одну или обе стороны вала. Они опре-
деляются уравнениями (V.25) и (V.27), приведенными для компоновки 3,
и при равенстве масс по рядам полностью уравновешиваются. Однако
силы инерции второго порядка при расположении одного ряда по другую
сторону вала в отличие от компоновки 3 не уравновешиваются, а дают
результирующую, амплитуда которой равна /£0)— 2msrw2X, весьма
велика. Таким образом, при компоновке 10 нельзя достигнуть удовлетво-
рительного уравновешивания сил инерции, легко получаемого при других
158
компоновках оппозитных компрессоров и поэтому ее не следует при-
менять

3.	Число рядов — 4. Колена парные (или раздельные, но попарно
смещенные на 180°). Как и у двухрядных при равенстве масс силы
инерции первого и второго порядков уравновешены. При смещении пары
колен относительно другой пары на 90° (компоновка //), часто выбирае-
мом для плавности диаграммы противодействующего момента, остается
неуравновешенным лишь момент сил инерции первого порядка. При
компоновке 12, преимущество которой в увеличенном расстоянии между
рядами по одну из сторон вала, не уравновешен также момент
сил инерции второго порядка. Наиболее благоприятна компоновка 13
с коленами вала в одной плоскости и симметричным положением
одной пары колен относительно другой. В этом случае достигается
полная уравновешенность как сил инерции, так и моментов. Но неравно-
мерность вращения и действующий на фундамент реактивный момент
получаются большими, чем при смещении парных колен на 90°. Компо-
новка 14 в отличие от предыдущей не требует специальной базы с правым
и левым смещением противолежащих рядов, но моменты сил инерции вто-
рого порядка суммируются.

4.	Число рядов — 6 и 8. Колена парные (компоновки 15, 16 и 17).
Силы инерции и их моменты при равенстве масс полностью уравновешены.

У оппозитных баз с парными коленами вала (или раздельными, но
попарно смещенными на угол 180°) полнота уравновешивания сил инерции
зависит от равенства масс в противолежащих рядах. Для этого облегчают
более тяжелые поршни, утяжеляют более легкие или предусматривают
добавочные массы в виде груза, прикрепляемого к телу крейцкопфа. Иногда
применяют утяжеленную гайку крепления крейцкопфа со штоком или утя-
желяют другие детали.

Следует производить селективную сборку возвратно-движущихся ча-
стей для взаимной компенсации отклонения масс. Разность масс в проти-
волежащих рядах не должна превышать 2% массы одного ряда. Соблюде-
ние равенства масс наиболее важно у компрессоров подвального испол-
нения с высоким цоколем фундамента.

Возможность полного уравновешивания сил инерции, а в некоторых
компоновках и их моментов, послужила основной причиной широкого
применения оппозитных компрессоров. Моменты сил инерции, остающиеся
иногда неуравновешенными, действуют в горизонтальной плоскости и
поэтому не вызывают значительных колебаний фундаментов, причем вы-
сота расположения машин над подошвой фундамента не увеличивает их
амплитуды. Однако эти моменты могут вызвать сдвиг картера относительно
фундамента и должны учитываться в расчете фундаментных болтов, осо-
бенно при выполнении компрессора двухрядным, с мало разнесенными
болтами.

Угловые компрессоры. 1. Число рядов — 2. Ряды расположены под
углом 90°, шатуны соединены с общим коленом (рис. V.6).

Сила инерции первого порядка возвратно-движущихся частей левого
ряда, имеющих массу tns

Л = /ns7co2cos<p.

Сила инерции первого порядка правого ряда с массой возвратно-дви-
жущихся частей т"

4 = tnsro? cos (90° — ф) = ms7co2 sin ф.

1	По такой компоновке были выполнены крупные трехрядные оппозитные компрес-
соры, поставленные одной из зарубежных фирм в Советский Союз. Сильные колебания
потребовали объединения нескольких фундаментов в единую конструкцию.
При геометрическом сложении обеих составляющих результирующая
сила

Л = К (л)2 + (л)2	(V.33)

изменяется по эллипсу, большая ось которого совпадает с осью ряда
с большей возвратно-движущейся массой (m"s на рис. V.6).

Противовесы с массой ms на плече г, развивая центробежную силу

m'rco2, уравновешивают составляющую ОЕ, действующую вдоль левого

ряда, и часть ED составляющей ЕС, направленной вдоль правого ряда.

Рис. V.6. Уравновешивание сил
инерции противовесами в V-образ-
ном компрессоре при угле между
рядами 90° (а) и силы инерции при
равенстве масс по рядам (б)

Неуравновешенная сила инерции первого
порядка Д/' направлена вдоль оси пра-
вого ряда и выражается вектором DC, за-
ключенным между внутренней окружно-
стью и эллипсом

ДЛ = (т" — /и') го)2 sin ф. (V.34)

Противовесы массой ms на том же пле-
че г уравновешивают правую составляю-
щую сил инерции первого порядка, но
дают избыточную составляющую ВС (век-
тор между внешней окружностью и эл-
липсом), направленную по оси левого
ряда

ДЛ = (ms — rn's) г со2cos ср.	(V.35)

П	m's +

При массе противовесов ms — %—
максимальная неуравновешенная сила
инерции первого порядка разделится по-
ровну и будет действовать попеременно
в обоих направлениях.

Если возвратно-движущиеся массы
обоих рядов равны, (/n' = ms = ms) , ре-
зультирующая

Л = тsrcd2]/cos2ф + sin2ф = msrco2 (V.36)

постоянна по величине и направлена по радиусу кривошипа. Она может
быть полностью уравновешена двумя противовесами по обе стороны
колена вала с общей массой ms на плече г.

Суммарная масса противовесов, учитывая неуравновешенные вращаю-
щиеся части при том же плече г, равна

m0 = ms + mr.	(V.37)

Силы инерции второго порядка

/2 = /ns7co2%cos 2ф;

/2 = tnsr& К cos 2 (90° — ф) = — tnsrco2k cos 2ф

при геометрическом сложении дают равнодействующую

/2 = / U2)2 + (/г)2.	(V.38)

Результирующая сил инерции второго порядка при ms = /п'' = т$

I2 = V 2msrco2X cos 2ф.

(V.39)
Обе составляющие действуют каждая вдоль оси своего ряда, равны по
абсолютной величине, но направлены в противоположные стороны отно-
сительно вала и симметрично оси, расположенной в V-образных компрес-
сорах горизонтально. Поэтому результирующая сила инерции второго
порядка всегда направлена по горизонтальной оси. При постановке про-
тивовесов она не уравновешивается и остается единственной свободной
силой.

Для вертикально-горизонтального выполнения чертеж (рис. V.6) дол-
жен быть повернут на 45°. Под тем же углом повернута к горизонту сво-
бодная результирующая сила инерции второго порядка /2, определяемая
формулой (V.39).

2.	Число рядов — 3. Расположение W-образное; угол между рядами
60°, три шатуна соединены с общим коленом вала (табл. IV. 1, компо-

з

новки 19 и 24). При равенстве масс по рядам противовесы массой ms на
плече г полностью уравновешивают суммарную силу инерции первого
порядка всех трех рядов. Общая масса противовесов с учетом неуравно-
вешенных вращающихся частей

т0 = -|-/ns + mr.	(V.40)

Вектор результирующей силы инерции второго порядка, остающейся
неуравновешенной, вращается в сторону вращения вала с двойной угловой
скоростью, изменяясь по эллипсу, малая полуось которого направлена
вертикально и равна ап/(о2%, а большая полуось — горизонтально и
з

равна -^msra>2K.

Расположение W-образное, но угол между рядами 90° (средний ряд
перпендикулярен боковым, расположенным горизонтально). При массах
боковых рядов ms и вертикального 2ms силы инерции первого порядка
уравновешиваются противовесами массой 2ms. Результирующая сила инер-
ции второго порядка направлена вдоль оси вертикального ряда; ее ампли-
туда 2яг/<о2%.

3.	Число рядов — 4.. Компрессоры выполняются с одно- и двухколен-
чатым валом. Расположение сдвоенное V-образное с углом между рядами
90° и двухколенчатым валом, угол между коленами которого 180°
(табл. IV. 1, компоновка 20). При равенстве по рядам возвратно-движущихся
масс силы инерции первого порядка взаимно уравновешиваются, но дей-
ствуя на плече а, равном расстоянию между осями колен, они создают
в плоскости колен момент

Л11=т/со2а,	(V.41)

который по величине остается постоянным при всех положениях вала
и может быть уравновешен двумя противовесами (по одному у каждого
колена).

Силы инерции второго порядка (V.39), действующие на оба колена,
равны, одинаково направлены и в сумме дают результирующую

2/ 2 = 2,828/n/coU cos 2<р,	(V.42)

которая всегда направлена горизонтально и остается неуравновешенной.

Веерообразное расположение рядов с углом между ними 60°, вал одно-
коленчатый (табл. IV. 1, компоновка 21). Массы возвратно-движущихся
частей каждого наклонного ряда — ms, каждого горизонтального ряда —
tns. Полное уравновешивание сил инерции первого порядка может быть
достигнуто противовесами при условии

m's = 2m"s.	(V.43)

6 М. И. Френкель
Масса противовесов на плече г, необходимых для уравновешивания
сил инерции первого порядка и сил инерции неуравновешенных вращаю-
щихся масс,

/По = 4- rn's + mr.	(V.44)

Л

Результирующая сила инерции второго порядка постоянна по вели-
чине и равна

/2 =	(V.45)

Конец ее вектора дважды за оборот компрессора описывает окружность.
Возвратно-движущиеся массы горизонтальных рядов /и" на результирую-
щей силе инерции второго порядка не отражаются.

4.	Число рядов — 6. Расположение сдвоенное W-образное. Вал двух-
коленчатый с углом 180° между коленами.

Действующая на каждое колено результирующая сила инерции пер-
вого порядка в случае равенства масс постоянна при всех положениях
кривошипа. Обе результирующие силы взаимно уравновешиваются, а мо-
з

мент их Alj =	уравновешивается противовесами. Силы инерции

второго порядка, равные и одинаково направленные для обоих колен,
суммируются и остаются свободными.

Возможность полного уравновешивания всех сил инерции первого
порядка посредством противовесов является основным преимуществом
угловых компрессоров. Но силы инерции второго порядка не уравно-
вешиваются.

Для угловых бескрейцкопфных компрессоров с различным числом ря-
дов, в том числе для звездообразных, часто применяют механизмы дви-
жения, в которых с коленчатым валом непосредственно связан только
главный шатун, а остальные, называемые прицепными, присоеди-
нены к главному при помощи проушин и пальцев. Кинематика и ди-
намика механизмов движения с прицепными шатунами описаны в литера-
туре [201.

3. КОЛЕБАНИЯ ФУНДАМЕНТОВ

Свободные (неуравновешенные) силы инерции, действуя на систему,
состоящую из фундамента и установленного на нем компрессора, вызы-
вают ее колебания. При совпадении периода свободных колебаний фунда-
мента с периодом сил инерции могут наступить опасные явления резо-
нанса. На колебания фундамента расходуется энергия, достигающая
иногда 5% полезной, затрачиваемой на привод машины.

Распространяясь через грунт, эти колебания передаются на корпус
машинного помещения и далее на соседние здания и сооружения. Из-
вестны случаи, когда колебания были так велики, что ощущались на рас-
стоянии свыше 1 км. Большие колебания вредно отражаются на здоровье
людей и на работе приборов и оборудования. Кроме того, они вызывают
усиленное и неравномерное оседание зданий и фундамента под компрес-
сором, в результате чего может произойти смещение неподвижных частей
компрессора и его поломка. Поэтому при проектировании фундаментов
основное внимание уделяют их расчету на колебания.

Расчет состоит в вычислении амплитуды колебаний фундамента или,
если решается обратная задача, в определении размеров фундамента, при
которых амплитуда его колебаний находилась бы в допустимых пределах.
Для фундаментов под машины с кривошипно-шатунным механизмом
по техническим условиям строительных норм СН 18—58 допускаются
предельные величины амплитуд колебаний Ад\

Частота вращения, сек. * (мин~~1)	&dt мм

Менее 3,33 (200).............. 0,25	(для фундаментов высотой

более 5 м — 0,30)

3,33—6,66 (200—400) ........... 0,20

Более 6,66 (400)......................... 0,15

Указанные значения относятся к колебаниям верхнего обреза фунда-
мента на уровне опорной плоскости рамы.

Колебательное движение фундамента, будучи вынужденным, является
результатом действия на массу системы (фундамента и компрессора),
с одной стороны, периодических возмущающих сил и моментов, а с другой
стороны — реакций и моментов, вызванных упругим и неупругим противо-
действием грунта, приложенным к площади основания фундамента. Любое
сложное колебание фундамента всегда может быть представлено как по-
ступательное по трем координатным направлениям и вращательное в трех
координатных плоскостях.

Анализ математических зависимостей, определяющих колебательные
движения фундамента, приводит к выводам, что частота вынужденных
колебаний равна частоте возмущающей силы или момента, а амплитуда
колебаний фундамента выражается формулой

А = АстК	(V.46)

где Actn — величина линейного либо углового смещения при статическом
действии силы /<0) или момента Д4<°>, соответственно представляющих
амплитуды возмущающих свободных сил 1г либо 12 (н) и свободных мо-
ментов Мх либо Л42 (н*м)'9 % — коэффициент усиления.

Коэффициент усиления % равен:

при упругом противодействии грунта

При упругом и неупругом противодействии грунта, т. е. с учетом тре-
ния в грунте,

К = —	1 -..........,	(V.48)

V	+(ф^»зМ)2

где <лвозм — частота возмущающей силы или момента, рад!сек (для сил
и моментов инерции первого порядка <овозл, = 2лп и второго порядка
(овозл, = 4лп); п — частота вращения вала компрессора, сект1; Q — ча-
стота свободных колебаний фундамента в рассматриваемом колебательном
движении, pad/сек-, Ф — модуль затухания, сек.

Для всех видов колебательного движения величину Ф можно считать
одинаковой, причем для различных грунтов Ф = 0,0013-^0,0050 сек.
Нижний предел соответствует сухим грунтам средней жесткости и жест-
ким; верхний предел — грунтам, насыщенным влагой, нежестким и малой
жесткости. Пески и супеси имеют меньший модуль затухания, чем глина
и суглинки.

Формулу (V.48) рекомендуется применять только вблизи резонансных
частот, а именно, в диапазоне отношений 0,75	< 1,25; при дру-

гих же отношениях частот следует пользоваться формулой (V.47).
Во избежание неравномерной осадки, общий центр тяжести фунда-
мента и компрессора с двигателем должен лежать вблизи вертикали, про-
ходящей через центр тяжести основания. Допустимый эксцентриситет
ограничен при слабых грунтах 3% и при всех других 5% от размера той
стороны подошвы, параллельно которой смещен центр тяжести. У верти-

кальных однорядных компрессоров вертикально направленная возмущаю-
щая сила обычно действует эксцентрично центру тяжести основания фун-
дамента. Как правило, вал компрессора лежит в плоскости симметрии
фундамента, и для вычисления амплитуды колебания фундамента возму-
щающую силу заменяют параллельной, проходящей через центр тяжести
основания, и парой сил с моментом относительно центра тяжести основа-

Рис. V.7. Смещения фундамента при вра-
щательных (а) и горизонтально-враща-
тельных (б) колебаниях

ния. У вертикальных многорядных
компрессоров к моменту пары сил
добавляется момент сил инерции, и
тогда возмущающий момент равен
их сумме. Под его действием возни-
кают вращательные колебания в вер-
тикальной плоскости с центром, при-
близительно совпадающим с центром
тяжести основания (рис. V.7, а). Рас-
чет ведут на колебания верхнего об-
реза фундамента, суммируя ампли-
туду поступательно-колебательного
движения в вертикальном направле-
нии с вертикальной составляющей
вращательно-колебательного движе-
ния, учитывая различие коэффи-
циентов усиления у одного и другого.

У горизонтальных компрессоров
горизонтально направленная воз-
мущающая сила создает момент в вер-
тикальной плоскости, и горизонталь-

ные колебания фундамента, суммируясь с вращательными, определяют
результативное горизонтально-вращательное колебание (рис. V.7, б).

Примем следующие обозначения:

Kz и Кх — коэффициенты жесткости основания соответственно при сжа-
тии и сдвиге, н/м\ /Сф — коэффициент жесткости основания при повороте
в вертикальной плоскости, причем

Kz = abCz\

(V.49)

Кх = аЬСх\

к — Г .
ЛФ ~~ 12 Ь(Р’

(V.50)

(V.51)

Сг и Сх — коэффициенты упругого равномерного сжатия и сдвига, н/м3\
Сф — коэффициент упругого неравномерного сжатия, н!м3\ а и Ь — сто-
роны основания фундамента, расположенные соответственно в плоскости
действия возмущающего момента и в направлении, перпендикулярном
этой плоскости, м\ Ьф — высота верхнего обреза фундамента над его
основанием, ж; аф — расстояние от ребра в верхней плоскости обреза
фундамента до оси г, измеряемое параллельно стороне а, м\ Н — высота
расположения оси вала компрессора над основанием фундамента, м.
Тогда при вертикальном направлении силы /<0), действующей по оси г
центрально основанию фундамента, величина смещения Асгт (м) находится

из соотношения

/(0)

Лет____ 1 z _____

z —	—

i\Z

/<0)
abCz

(V.52)

При расчете вращательных колебаний в вертикальной плоскости опре-
деляют отдельно горизонтальную и вертикальную составляющие Аг и А2
амплитуды колебания верхнего обреза фундамента. Нужные для их вы-
числения величины смещений Ас™ и Ас™ (м) выражаются формулами

[Ст_ м<°> , _ 12Л4<°> .

1 “ Пф ~ аЧСф Нф'

_ м(0) —

~ аф~ сРЬСу йф'

(V.53)

(V.54)

При горизонтальном направлении возмущающей силы расчет ведут
на горизонтально-вращательные колебания в вертикальной плоскости,
возбуждаемые силой 1Х на плече Я, равном ее расстоянию от основания
фундамента. При этом, как и в расчете на вращательные колебания в той же
плоскости, определяют вертикальную и горизонтальную амплитуды Аг
и А2 по величинам смещений А™1 и Ас2т. Но в этом случае

/(0)	/(0)Я	/(0) /	г

л5" = тгг+тгйо=ж(1 + 12-^-т);	<v-55>

Ми 12/(0)

А*т=±гаф=-^Наф- '	(V-56)

Значения коэффициентов Сг, Сх и увеличиваются с ростом удель-
ного давления р на грунт под тяжестью фундамента с компрессором и,
согласно исследованиям О. А. Савинова [73], определяются следующими
формулами:

(V-57)

(V.58)

Сф=С0 [1 +

2(a + 3fr)-| -]/_£_

Aab Jr po ’

(V.59)

где Co — коэффициент жесткости, н/м3, соответствующий пробному дав-
лению pQ = 20 000 н/м2 (значения Со для различных грунтов указаны
втабл.У.2); р =	---действительное давление на основание фундамента,

н/м2\ G — суммарный вес фундамента и компрессора, я; А — коэффициент,
учитывающий соотношение определенных механических свойств грунта.
В практических расчетах для всех грунтов А = 1

Частота свободных колебаний фундамента в вертикальном направле-
нии выражается зависимостью

Ог = ]/рад/сек,	(V.60)

где т — суммарная масса фундамента и компрессора, кг.
Таблица V.2

Приведенный коэффициент жесткости для различных грунтов *

Наименование грунта	Со, Мн/м3
Пески:  пылеватые, очень влажные или насыщенные водой		8—10
мелкие, независимо от плотности и влажности	  средней крупности, крупные, а также гравий и галька, независимо от плотности и влажности 		10—12
	12—16
Глины:  глина, суглинки и супеси в пластичном состоянии, близком к гра- нице текучести		5—10
пластичные глины		10—20
твердые глины		20—30
* Данные таблицы соответствуют целинным грунтам. Для насыпных грунтов, которые также могут служить основанием для фундаментов, значения Со на 20—30% ниже.	

Свободные горизонтально-вращательные колебания имеют две частоты.
Низшая (главная) частота (рад!сек) приближенно выражается фор-
мулой

Q

v = Qxv,

(V.61)

где Q

— частота свободных колебаний в горизонтальном на-

правлении при совмещении центра тяжести системы с плоскостью осно-
вания, рад!сек\ v — поправочный коэффициент, равный

1

v =

(V.62)

h0 — высота расположения общего центра тяжести системы над плоскостью
основания, м.

Высшая частота колебаний мало отражается на амплитуде колебатель-
ного движения, и в расчетах ее не учитывают.

Величина Qi является частотой свободных горизонтально-вращатель-
ных колебаний, независимо от того, возбуждены ли эти колебания гори-
зонтальной силой или вращающим моментом пары сил, действующим
в вертикальной плоскости.

В практике расчета фундаментов обычно учитывают не все возможные
колебания, а только те из них, которые вызваны наибольшими силами и
моментами. При наличии неуравновешенных сил инерции и моментов
первого порядка силы и моменты второго порядка в расчет не принимают.
Если же силы инерции и моменты первого порядка частично уравнове-
шены, а второго порядка близки к ним по величине или больше, то учи-
тывают те и другие. В этом случае следует вычислить порознь для вер-
тикального и горизонтального направлений суммарную амплитуду
колебаний от сил и моментов первого порядка и отдельно — от сил
и моментов второго порядка. Результирующий размах колебаний при-
ближенно равен большей суммарной амплитуде, сложенной с половиной
меньшей суммарной амплитуды того же направления.

Амплитуды вращательных колебаний фундамента в горизонтальной
плоскости обычно малы. Радиус распространения таких колебаний также
166
невелик. Поэтому расчета на вращательные колебания в горизонтальной
плоскости не производят.

Не учитывая момента пары сил относительно вертикальной оси, про-
веденной через центр тяжести основания, допускают, что все горизонталь-
ные силы сосредоточены в точке пересечения оси вала компрессора с пер-
пендикулярной плоскостью, проходящей через вертикальную ось. При
этом рассматриваются колебания, происходящие только в этой плоскости.

В расчете фундамента под вертикальные компрессоры часто также огра-
ничиваются рассмотрением колебаний только в одной вертикальной плос-
кости, причем в отличие от расчета под горизонтальные компрессоры вы-
бирают плоскость, проходящую через ось вала.

Силы инерции от неуравновешенных вращающихся масс принимают
во внимание только в случаях, если они сравнительно велики, например,
когда противовесы отсутствуют либо, напротив, выбраны с большим из-
бытком. Вертикальная и горизонтальная составляющие этих сил являются
силами периодическими, изменяющимися соответственно синусу и коси-
нусу угла поворота вала. Если от действия вертикальной составляющей
ребро фундамента получает вертикальные колебания с амплитудой А'19
а от действия горизонтальной составляющей вертикальные колебания
с амплитудой А", то результативная амплитуда вертикальных колеба-
ний ребра фундамента равна

л = Кл;2+х2.	(V.63)

Аналогичным образом находится результативная амплитуда А2 гори-
зонтальных колебаний того же ребра.

Реактивный момент, отражающий неравномерность вращения маховых
масс, не вызывает значительных колебаний фундамента, и в расчетах его
также не учитывают. Следует, однако, отметить, что при пуске компрес-
сора, особенно если приводом служит короткозамкнутый электродвига-
тель, реактивный момент является причиной значительного толчка и на-
чальных колебаний.

Особенно тщательно следует рассчитывать фундаменты, не допуская
больших колебаний, в тех случаях, когда компрессор должен быть распо-
ложен вблизи объектов, чувствительных к вибрациям (точные станки, ла-
боратории с прецезионными приборами и т. п.), а также вблизи зданий,
у которых частота свободных колебаний близка к частотам неуравнове-
шенных сил инерции первого и второго порядков, возникающих в ком-
прессоре.

Низшие свободные частоты горизонтальных колебаний у кирпичных
зданий составляют 3—5 гц, причем малоэтажные здания имеют, как пра-
вило, более высокие частоты. У коротких стен зданий свободная частота
горизонтальных колебаний выше, чем у длинных. Поэтому при больших
неуравновешенных силах инерции малооборотные горизонтальные ком-
прессоры следует устанавливать, располагая цилиндры вдоль большей
оси машинного зала.

Как видно из уравнения (V.46), уменьшения амплитуды колебаний фун-
дамента можно достигнуть двумя путями: уменьшением величины стати-
ческой деформации Аст и уменьшением коэффициента усиления X. Не рас-
сматривая здесь возможности снижения амплитуды возмущающих сил и
моментов путем уравновешивания их в компрессоре, отметим, что наиболее
просто снизить Аст увеличением длины и ширины фундамента, так как
площадь и момент инерции основания при этом возрастают.

Для снижения величины X нужно увеличить различие между часто-
той возмущающей силы и частотой свободных колебаний фундамента.
Как показывают исследования, последняя в большинстве случаев
находится в пределах 10—16 гц. Следовательно, в малооборотных
компрессорах величина К тем ниже, чем выше частота свободных колеба-
ний фундамента. Удовлетворительные значения X достигаются при

<0,5.

ЙЙ

При увеличении высоты фундамента возрастает

и его масса, но одно-

временно из-за повышения удельного давления на грунт увеличивается
и жесткость основания. Оба, эти фактора противоположным образом вли-
яют на частоту свободных колебаний фундамента, поэтому с повышением
высоты фундамента она изменяется мало. В связи с этим увеличение глу-

бины заложения фундамента под вертикальные компрессоры дает настолько

Рис. V.8. Цоколь фундамента подвального типа
под шестирядный оппозитный компрессор. Пло-
щадки по бокам цоколя — для обслуживания
нижних клапанов цилиндров

ные размеры в плане, но небольшую

небольшой эффект, что не может
рассматриваться как рациональ-
ное средство снижения ампли-
туды колебаний. С большей же
глубиной заложения фундамен-
тов под горизонтальные ком-
прессоры увеличивается плечо
возмущающей силы. В большин-
стве случаев это приводит к то-
му, что амплитуда колебаний
фундамента возрастает.

Практика сооружения фун-
даментов с большой глубиной
заложения оказалась порочной.
Поэтому везде, где по условиям
расположения компрессора это
возможно, применяют легкие
фундаменты в виде плит, имею-
щих при надобности увеличен-
высоту. Минимальные размеры

фундамента в плане устанавливают из условия размещения компрессора.
Их проверяют по величине удельного давления на грунт, которое, как
правило, оказывается небольшим, и окончательно уточняют по резуль-

татам расчета на колебания.

Фундаменты подвального типа сооружают по необходимости с верхней
частью, выступающей на высоту подвального помещения на 2,5—5,0 м
(рис. V.8).

Для горизонтальных оппозитных компрессоров, хорошо уравно-
вешенных по силам инерции, выступающую часть фундаментов подваль-
ного типа часто выполняют в виде железобетонного или стального каркаса.
При таком устройстве освобождается место непосредственно под компрес-
сором для вспомогательной аппаратуры.

Частота свободных колебаний высоких фундаментов подвального типа,
равная 8—10 гц, близка частоте вращения многих оппозитных компрес-
соров (п = 8,33 и 10 сек'1}. При такой близости к резонансу следует по
возможности изменять частоту свободных колебаний, а при проектирова-
нии компрессора соблюдать равенство масс возвратно-движущихся частей

в противолежащих рядах.

Минимальную высоту фундамента бесподвального типа выбирают, учи-
тывая заглубление в фундамент выступающих частей компрессора, элек-
тродвигателя и траншей для труб, но не менее г/8 большей стороны его осно-
вания. Из условия закрепления анкерных болтов высота фундамента
должна быть не менее 0,6 м. Но чаще высоту фундамента определяют вы-
емки для заглубления выступающих частей. Толщина бетона в, дне
выемок должна составить % ширины выемки и не быть менее 0,2 м.
Глубина заложения фундаментных болтов — от 2/3 до 3/4 высоты фун-
дамента. Чтобы ослабить распространение колебаний, минимальный про-
межуток между фундаментами компрессора и здания выбирают равным
0,3—0,5 м. Контакт между фундаментом компрессора и наземными кон-
струкциями здания не допускается.

Если необходимо полностью исключить передачу вибраций от много-
оборотных компрессоров, то применяют фундаменты, установленные на
амортизаторах.

Типовые проекты фундаментов серийных компрессоров, учитывая раз-
личие грунтов, целесообразно иметь в нескольких вариантах, в соответ-
ствии с принятыми значениями приведенного коэффициента жесткости Со,
например 10; 16 и 25 Мн/мР.

При установке нескольких горизонтальных компрессоров целесооб-
разно сооружать их на общем фундаменте, а для компрессоров подваль-
ного типа — предусматривать общую бетонную подушку. Колебания при
этом ослабляются настолько, что часто оказываются практически неощу-
тимыми. Устройство общего фундамента под вертикальные компрессоры
менее целесообразно, так как при большой длине фундамента его жест-
кость в вертикальном направлении невелика.

При совместной работе нескольких компрессоров, установленных на
индивидуальных фундаментах, колебания одних сообщаются другим и
в зависимости от смещения фаз действия сил инерции амплитуды колеба-
ний могут возрасти или снизиться в 1,5—2,0 раза. При синхронных элек-
тродвигателях смещение фаз действия этих сил сохраняется и после ряда
пробных пусков можно достигнуть снижения амплитуды колебания. Су-
ществуют автоматические устройства для пуска синхронных двигателей
с заданным смещением фаз.

Обычно при проектировании фундаментов для группы компрессоров
учитывают возможность усиления совместных колебаний и соответственно
снижают расчетную амплитуду колебаний для отдельного фундамента.

4.	РАСЧЕТ МАХОВИКА

Тангенциальная сила, приложенная к колену вала, образует противо-
действующий вращению момент, величина которого переменна. Поэтому
для достижения плавности вращения нужен маховик, обладающий опре-
деленным моментом инерции. Его вычисляют, пользуясь диаграммами
тангенциальных сил или диаграммами противодействующего момента,
построенными по расчетным индикаторным диаграммам сч учетом сил тре-
ния и инерции при возвратном движении поршня. В расчетах для верти-
кальных компрессоров учитывают также вес возвратно-движущихся
частей.

Расчетная инд и' к аторная диаграмма представ-
ляет изменение воспринимаемой поршнем силы давления газа в зависи-
мости от хода поршня. При ее построении^ по оси ординат откладывают
силу Р, с которой газ давлением р действует на поршень площадью F
(Р = pF). По оси абсцисс откладывают путь поршня S.

Силы, соответствующие периодам всасывания и нагнетания, полагают
постоянными, не изменяющимися по ходу поршня. На диаграммах их
представляют горизонтальными прямыми, соответствующими средним дав-
лениям всасывания р*вс = (1 — 6вс) рвс и нагнетания р*н = (1 + $н) Рн,
выраженным с учетом потерь. Относительные потери давления всасыва-
ния Ьвс и нагнетания 6W находятся по графику рис. II. 12 в зависимости от
номинальных давлений рвс и рн, или вычисляются более точно с учетом
действительных сопротивлений в клапанах и коммуникации по методу,
изложенному в гл. VI. В последнем случае по потерям мощности ANec
и ДМК определяют ДСииЛвс = ^Nec и ДСак3.« = и по графику
рис. 11.14, представляющему соотношение между АСинд и So, находят
значения 8вс и Sw.

Процессы сжатия и расширения считают адиабатическими и лишь в ред-
ких случаях — политропическими. Построение кривых сжатия и расши-
рения на индикаторных диаграммах ступеней низкого давления обычно
выполняют графически, пользуясь, например, способом Брауэра, который
основан на следующем.

Рис. V.9. Построение политропы (а) и индикаторной диаграммы (б)

Пусть линия АВ — политропа (рис. V.9, а). Тогда параметры газа,
соответствующие двум каким-либо взятым на ней точкам 1 и 2, связаны
уравнением политропического процесса pVn = const.

Из рис. V.9, а видно, что

tga=^=^- и tg0=^-p-,
И 2	Р1

откуда

tga+l=^- и tgp+ 1 =
И 2	Р1

Но

Ра _ (

Pi ~ \ V2 ) ’

следовательно,
(tga+ l)» = tg₽+l.	(V.64)

Пользуясь этим соотношением, строят на индикаторной диаграмме кри-
вые сжатия и расширения.

Построение индикаторной диаграммы (рис. V.9, б) производят в сле-
дующем порядке.

1.	Наносят на диаграмму мертвые точки на расстояниях S,1( = aS
и Sx = SM + S от оси ординат, где S — ход поршня, выраженный в не-
котором масштабе и a — относительное мертвое пространство.

2.	Учитывая масштаб, наносят горизонтали, определяющие силы при
средних давлениях р*с и р*нк номинальных давлениях рвс и рн. На пере-
сечении горизонталей, соответствующих силам Рвс и Рнь с ординатами,
170
проходящими через мертвые точки, находят точки А и D, определяющие
начало сжатия и расширения.

3.	Из точки А строят кривую сжатия. Для этого, выбрав угол а
и определив согласно выражению (V.64) соответствующий ему угол Р,
проводят под этими углами лучи из начала координат.

Точку А проектируют на ось абсцисс. Отсюда под углом 45° проводят
прямую ab до пересечения в точке b с лучом, идущим из начала коорди-
нат под углом а. Затем из точки А ведут горизонталь до пересечения в точ-
ке с с лучом, проведенным из начала координат под углом р. Из точки с
под углом 45° проводят прямую cd rq встречи с осью ординат в точке d.
Точка А' на пересечении горизонтали, проведенной из точки d, с верти-
калью из точки Ь удовлетворяет уравнению (V.64) и, следовательно, при-

Рис. V.10. Пропорциональность между
объемами в процессах сжатия и расши-
рения

надлежит политропе.

Повторив построение из точки А',
находят следующую на кривой сжатия
точку Л" и т. д. Пересечение кривой
сжатия с линией нагнетания Р* опреде-
ляет окончание сжатия.

4.	Из точки D строят кривую расши-
рения. Ход ее построения, аналогичный
построению кривой сжатия, также пока-
зан на рис. V.9, б. Кривую расширения
ведут до встречи с линией всасывания Р*с.

Конечные точки кривых сжатия и расширения следует проверить ана-
литически. Во избежание ошибок, весьма частых при построений этих кри;
вых, нужно помнить, что проводимые под углом 45° прямые параллельны
биссектрисе координатного угла, но не перпендикулярны к ней.

Углы аир удобно откладывать по значениям тангенсов. Для построе-
ния адиабаты с показателем k = 1,4 можно воспользоваться следующими
значениями:

tga.	. . . . 0,3	0,25	0,20	0,15	0,10;

tgp............	0,444	0,367	0,291	0,216	0,143.

Чем меньшим выбрано значение а или tg а, тем больше число точек
построения в пределах кривой.

Площадь расчетной индикаторной диаграммы выражает работу одного
цикла. Для определения индикаторной работы с возможно большей точ-
ностью кривую расширения строят по эквивалентной политропе, которую
обычно принимают совпадающей с адиабатой. В результате такого по-
строения длина линии всасывания и объемный коэффициент, которые
в действительности определяются политропой конечных параметров,
получаются завышенными на 2—4%.

Для ступеней высокого давления, где сказываются отклонения сжи-
маемости реальных газов, кривые сжатия и расширения индикаторных
диаграмм следует строить аналитическим методом по расчетным точкам.

Если обозначить начальное положение поршня через Sx и начальное
давление через рвс, то для любого промежуточного давления в процессе
сжатия

=	(V.65)

С,вс * вс Pl

где Вес — коэффициент сжимаемости, соответствующий номинальным дав-
лению/?^ и температуре Твс; — тот же коэффициент, но при давлении р,-
и температуре, возникающей при адиабатическом сжатии до рг.

Точки кривой расширения проще всего определить, исходя из пропор-
циональности объемов сжатия и расширения (рис. V.10), что справедливо,
если кривые сжатия и расширения являются адиабатами или политропами
с равными показателями. В этом случае

Spacui j   $м
$сж i	$сж 9

откуда

Spaaui = SM-^-'	(V.65')

°сж

Диаграмма поршневых сил представляет изменение по
ходу поршня сил, направленных вдоль оси цилиндра. Кроме собственно
поршневых сил от давления газа на поршни всех находящихся в ряду
ступеней, на диаграмму наносят инерционные силы и силы трений
(см. рис. XII.6) и затем строят кривую суммы этих сил.

При вертикальном или наклонном расположении ряда на диаграмму
наносят и силу веса возвратно-движущихся частей.

Длина диаграммы поршневых сил соответствует развернутому ходу
поршня за время одного оборота. Диаграмма по длине делится на две
равные части, из которых левая представляет изменение поршневых сил
при ходе поршня к валу, а правая — при обратном ходе. Соответственно
этому на диаграмму поршневых сил переносят в развернутом виде инди-
каторные диаграммы всех ступеней, входящих в состав ряда, располагая
участки индикаторных диаграмм, соответствующие ходу поршня к валу,
в левой части диаграммы поршневых сил, а соответствующие ходу поршня
от вала — в правой части.

При суммировании поршневых сил соблюдают правило знаков. Силы,
действующие вдоль оси цилиндра в направлении, в котором они вызывают
в шатуне растяжение, считают положительными, а действующие в обрат-
ном направлении и вызывающие в шатуне сжатие, — отрицательными.
При таком правиле знаков давление газа в полостях цилиндра, обращен-
ных к валу компрессора, вызывает при ходе к валу и от вала только поло-
жительные силы, а в полостях, обращенных к наружной крышке ци-
линдра, — только отрицательные. Кривые сил положительного знака
наносятся над нулевой линией диаграммы поршневых сил, а отрицатель-
ных — под ней.

Если в ряду компрессора имеется уравнительная полость, то сила,
воспринимаемая ее поршнем, представляется на диаграмме поршневых
сил горизонтальной прямой. То же относится и к силе, действующей
с тыльной стороны тронкового поршня бескрейцкопфных компрессоров.
Со стороны картера тронковый поршень находится под постоянным дав-
лением, равным в большинстве случаев атмосферному.

Распределение общей работы трения между элементами компрессора
зависит от числа ступеней, схемы компрессора, его производительности,
конечного давления и т. п. Распространяя на компрессоры данные, из-
вестные из исследований крупных двигателей внутреннего сгорания,
и учитывая некоторые частные результаты, полученные в исследованиях
компрессоров, можно принять следующее примерное распределение
работы трения между отдельными элементами компрессора (в %):

Поршневые кольца (распорное действие газа) ....	38—45

»	» (собственная упругость)........5—8

Сальники..........................................2—10

Ползун крейцкопфа.................................6—8

Палец »	...............................4—5

» кривошипа............................... 15—20

Коренная шейка....................................13—18
Установить действительную зависимость между силами трения и по-
ложением поршня или углом поворота кривошипа затруднительно,
поэтому для нанесения сил трения на диаграмму поршневых сил прини-
мают следующую упрощенную зависимость. Общую работу трения счи-
тают равной работе холостого хода и постоянной при любой нагрузке
компрессора. Часть общей работы трения относят к возвратному движе-
нию, а другую — к вращательному движению, причем сила трения воз-
вратного движения, которую полагают постоянной по абсолютной вели-
чине, имеет разные знаки при прямом и обратном ходе, а величина силы
трения вращательного движения, которую полагают постоянной на про-
тяжении всего оборота вала, своего знака не изменяет.

Работа трения возвратно-движущихся частей составляет 60—70% от
общей работы трения. Чем меньше компрессор, тем относительно больше
работа трения возвратного движения.

Величина силы трения возвратного движения Ртр («), определяемая
отдельно для каждого ряда, равна

N инд ( —	1)

ртр - (0,6 ч- 0,7)--........-L,	(V.66)

где NUHd (—------1 'j — мощность, поглощаемая трением, вт; NUHd —

индикаторная мощность ступеней ряда, вт; S — ход поршня, м; п — ча-
стота вращения, сек"1; цмех — механический к. п. д. компрессора.

Сила трения возвратного движения всегда направлена противопо-
ложно движению, а потому по принятому правилу знаков при ходе поршня
к валу она положительна, при обратном ходе — отрицательна. На диа-
грамму поршневых сил сила трения наносится с учетом знака.

Силу инерции определяют по формуле (V.7). Массу возвратно-движу-
щихся частей находят по чертежам, а в предварительных расчетах по эм-
пирической формуле (XII.3).

Построение кривой силы инерции производят по точкам, причем зна-
чения функции (cos ф + X cos 2ф) из формулы (V.7) находят по табл. 4,
определяя положения поршня по табл. 3 (приложение). Наибольших ве-
личин сила инерции достигает в мертвых точках. Во внутренней мертвой
точке (максимальное удаление поршня от вала) сила инерции положительна

4ах = msr®2(l -I- А);

во внешней мертвой точке — отрицательна

Lm = —msr®2(l — А).

Перемена знака силы инерции, т. е. переход через нулевое значение,
происходит вблизи среднего положения поршня (отклонение от среднего
положения обусловлено влиянием длины шатуна). В рядах двойного
действия при средних и больших отношениях давлений сила инерции
направлена противоположно поршневой силе и уменьшает результи-
рующую силу. При малых отношениях давлений участок сжатия укора-
чивается. Поэтому у середины хода обе силы суммируются, так как они
оказываются одного знака, и результирующая сила больше поршневой.

На диаграмме поршневых сил силы инерции вследствие равенства их
значений в симметричных точках прямого и обратного ходов изобра-
жаются кривой, состоящей из двух ветвей, симметричных относительно
средней вертикали.

На величину потребляемой компрессором мощности силы инерции
не оказывают непосредственного влияния, так как энергия, сообщенная
возвратно-движущимся частям в начале хода, полностью возвращается
ими в конце хода.

После того как кривые поршневых сил, трения и инерции нанесены
на диаграмму, производят суммирование и построение кривой резуль-
тирующих поршневых сил ряда.

Диаграмма противодействующего момента
представляет кривую момента тангенциальных сил, возникающих в ком-
прессоре и приложенных к валу. В кривошипном механизме поршневые
силы раскладываются на две составляющие, одна из которых действует по
направлению шатуна, а другая — нормально к параллелям крейцкопфа

Р

или к боковой поверхности поршня (рис. V.11, а). Сила с0^р-, действую-
щая вдоль шатуна, в свою очередь, раскладывается на две: на радиальную

Рис. V.11. Зависимость между поршневыми и тангенциальными силами (а)
и графический способ определения последних (б)

силу, направленную вдоль кривошипа, и на касательную к окружности
кривошипа силу Т. Касательная, или тангенциальная, сила равна

Г = —sin у,
COS Р * ’

но

V = Ф + ₽,
следовательно,
у —. р s'n (Ф ~Ь Р)
COS Р

(V.67)

Определение тангенциальных сил может быть выполнено аналитически
либо графически. При аналитическом способе удобно пользоваться табл. 5
(приложение), где даны значения функции sin^^ в зависимости от
ф и 1.

Графический способ определения тангенциальных сил, показанный на
рис. V.11, б, основан на следующем. Если построить кривошипный ме-
ханизм и на продолжении радиуса кривошипа отложить в масштабе порш-
невую силу В А, соответствующую выбранному положению кривошипа,
то перпендикуляр АС, опущенный из конца линии силы на продольную
ось компрессора до пересечения с осью шатуна, даст в том же масштабе
величину тангенциальной силы.

Действительно,

АС _ АВ

sin (<р 4- Р) sin (90° — Р) ’

откуда

ЛС = АВ

sin (ф + Р)

COS р
Но

АВ = Р,
следовательно,

ЛС = Р-5^ф+^- = Т.

cos р

Найденные величины тангенциальных сил откладывают ординатами
на развернутой окружности вращения кривошипа соответственно углам
его поворота, и концы ординат соединяют плавной кривой, которая и
является кривой тангенциальных сил. В другом масштабе она пред-
ставляет изменение противодействующего момента ряда (рис. V.12):

М = гТ,

(V.68)

где г — радиус кривошипа.

Рис. V.12. Диаграмма противодействующего момента и избыточные площадки при по-
стоянном вращающем моменте в однорядном компрессоре с цилиндром двойного действия

Сумма противодействующих моментов всех рядов составляет противо-
действующий момент компрессора

МК=^М.	(V.69)

При отсутствии маховых масс он равен действующему на вал вра-
щающему моменту двигателя Мд. Вследствие неравномерности вращения
маховые массы образуют реактивный момент W, направленный обратно
угловому ускорению. При этом, как видно из уравнения (V.18), равенство
моментов Мк и Мд нарушается

MK=Md+W.

Для двухрядных и многорядных компрессоров ординаты противодей-
ствующего момента суммируют, смещая в соответствии с углом между
кривошипами друг относительно друга кривые, построенные для каждого
ряда.

При суммировании учитываются моменты, действующие одновременно,
и поэтому кривую опережающего ряда (кривошип которого идет впереди)
совмещают относительно кривой отстающего ряда таким образом, чтобы
угол опережения на шкале первой кривой совпал с 0° на шкале второй кри-
вой, т. е. диаграмму опережающего ряда смещают назад, в сторону, об-
ратную нарастанию углов (см. рис. V. 25). Для угловых многорядных
компрессоров с общим коленом вала диаграммы должны быть смещены
на угол развала между рядами, причем, учитывая одновременность дей-
ствия моментов, диаграмму того ряда, ось которого кривошип пересекает
первой, смещают относительно диаграммы следующего ряда в сторону,
противоположную нарастанию углов. Суммарная кривая противодействую-
щего момента находится сложением ординат смещенных кривых.
Дополнительно следует учесть момент сил трения вращательного дви-
жения Мтр (я’*ж), который аналогично силе трения возвратного движе-
ния может быть определен по мощности

Манд ( ”---1)

мтр = (0,3 0,4)------------->-.	(V.70)

Если на диаграмме противодействующего момента отложить вниз от
нулевой линии величину то результативная площадь диаграммы вы-
разит в известном масштабе величину работы за один оборот вала. Средний
противодействующий момент М.ср определяется делением площади диа-
граммы на ее длину. С другой стороны, его величина связана зависимостью
с суммой средних индикаторных сил	= ^РиндР- Действительно,

работа, выраженная площадью диаграммы противодействующего момента,
равна

г 2

М “ ^мех ’

и в то же время

= 2лЛ1Сд.

Следовательно,

м<р=^г^-	<V-7I)

Этим уравнением пользуются для проверки точности построения диа-
граммы противодействующего момента.

МОМЕНТ ИНЕРЦИИ МАХОВИКА

Вращающий момент, действующий на вал со стороны двигателя при
передаче через очень эластичные ремень или муфту, можно считать по-
стоянным в течение всего оборота и равным среднему моменту двигателя.

Момент, действующий на вал со стороны компрессора, определяется
кривой противодействующего момента. При некоторых углах поворота
вала (рис. V.12) противодействующий момент больше, а при других меньше
среднего момента, создаваемого двигателем. Соответственно на одних
участках наблюдается недостаток энергии двигателя, на других — ее из-
быток. Аккумулятором энергии, как известно, служит маховик. Если
расход энергии превышает ее накопление, маховик передает часть накоп-
ленной энергии компрессору, уменьшая свою угловую скорость. В обрат-
ном случае он ее увеличивает. Точки пересечения линии среднего противо-
действующего момента Мср с восходящими участками кривой этого мо-
мента соответствуют наибольшим скоростям маховика, а с нисходящими
участками — наименьшим.

Ход кривой противодействующего момента показывает последо-
вательность накопления и расхода энергии маховиком. Когда кривая
имеет несколько волн, угловая скорость маховика на протяжении обо-
рота достигает нескольких минимумов и максимумов.

Наибольшее изменение кинетической энергии маховика на протя-
жении одного оборота определяют по векторной диаграмме. Если счи-
тать избыточные площадки, расположенные над линией среднего проти-
водействующего момента, положительными, а под ней — отрицательными,
то расход и накопление энергии маховиком можно представить в виде
векторов, соответствующих этим площадкам (рис. V.12).

При построении векторной диаграммы векторы положительных и от-
рицательных избыточных площадок должны быть отложены в том же
порядке, что избыточные площадки на диаграмме противодействующего
момента. Второй вектор ведут параллельно первому, поместив начало
второго против конца первого. Таким же путем откладывают третий
и т. д., причем начало каждого следующего вектора должно лежать против
конца предыдущего. Так как диаграмма противодействующего момента
соответствует установившемуся режиму работы компрессора, сумма поло-
жительных площадок равна сумме отрицательных и, следовательно, конец
последнего вектора лежит на общей горизонтали с началом первого.

Вспомогательная векторная диаграмма отражает последовательность
накопления и расхода энергии маховиком. Общая высота векторной диа-
граммы определяет величину результирующего вектора, выражающего
наибольший итог алгебраической суммы последовательно добавляемых
площадок, или, иначе говоря, предельное изменение кинетической. энер-
гии маховика на протяжении одного оборота вала. Чем-больше, результи-
рующий вектор, т. е. результирующая избыточная площадка диаграммы,
тем большим требуется маховик.

У однорядных компрессоров результирующей оказывается наибольшая
из площадок (рис. V. 12), у многорядных — результирующая часто превы-
шает наибольшую.

Изменение энергии маховика в течение оборота вала

у у	^min __ j (<Omax ~b ^min) (ft>max ^mln)  g	72)

где	———средняя угловая скорость маховика; 6 =

=	— степень неравномерности вращения; J = mR1 2 * 4— момент

инерции маховика1, кг-м2; т— масса маховика, приведенная к радиу-
су кг\ R — радиус приведения (например, до центра тяжести сечения
обода маховика), м.

При выводе зависимости (V.72) не учтены моменты инерции других
масс, вращающихся с маховиком, так как они малы.

Принимая во внимание, что

ыср = 2ли,
получим

L = 4Лг2п2б	40 Jn26.

Отсюда

где L — величина избыточной работы, выражаемая результирующей пло-
щадкой диаграммы противодействующего момента, дж\ п — частота вра-
щения, сек"1.

Масштаб работы /nz на диаграмме противодействующего момента опре-
деляется произведением масштаба моментов тм, н-м/см чертежа на мае-
2тс

штаб углов, который при длине диаграммы I равен /иф = -у- рад!см
чертежа.

1 В литературе и каталожных данных часто указывается маховой момент mD2 (или GD2).
где т (или G) — масса маховика, кг\ D — диаметр, к которому масса отнесена (диаметр
окружности центра тяжести сечения обода), м. Соотношение между моментом инерции

и маховым моментом

J = mD2 ( или	GD2 \ .

4	\	4 J
Таким образом, mz = тмт^ дж/см* чертежа, и результирующей
площадке fpe3 соответствует избыточная работа (дж)

L == mJ рез.

Выбирая угол смещения кривошипов в двухрядных и многорядных
компрессорах, стремятся к тому, чтобы результирующая площадка полу-
чилась наименьшей. В двухрядных компрессорах одинарного действия

Рис. V.13. Диаграмма противодействующих мо-
ментов двухрядного одноступенчатого компрес-
сора одинарного действия с углом между криво-
шипами 180°:

1 и 2 —кривые противодействующих моментов I и II
рядов; 3 — суммарная

кривошипы заклинивают под
углом 180°, при котором волны
кривых противодействующего
момента хорошо гасят друг
друга (рис. V.13). В двухряд-
ных компрессорах двойного
действия диаграмма противо-
действующего момента наиболее
благоприятна при угле смеще-
ния кривошипов 90 или 120°,
причем может оказаться выгод-
ным опережение одного или
другого кривошипа. Угол сме-

щения кривошипов трехколенчатого вала трехрядных компрессоров оди-
нарного или двойного действия выбирают 120°.

При регулировании производительности компрессоров, осуществляе-
мом присоединением дополнительных полостей, отжимом всасывающих
клапанов, дросселированием и др., изменяются индикаторные диаграммы.
Поэтому приходится дополнительно строить диаграммы противодейству-
ющего момента для работы компрессора при пониженной производитель-
ности, причем наиболее благоприятный угол смещения кривошипов

Рис. V.14. Избыточные площадки на совмещенной диаграмме моментов — крутящего
паровой машины и противодействующего компрессора

определяется совместной оценкой диаграмм при полной и пониженной
производительностях.

Когда приводом компрессора служит встроенный поршневой двига-
тель, связанный с ним жестко валом, шатунами или штоком, изменение
энергии, передаваемой двигателем на вал в течение одного оборота, опре-
деляется диаграммой его вращающего момента. В этом случае избыточ-
ными являются площадки, взаимно отсекаемые кривыми вращающего мо-
мента двигателя и противодействующего момента компрессора (рис. V. 14).
При установившейся частоте вращения осредненный результирующий
момент равен среднему значению момента трения вращения Мтр.

Выбор степени неравномерности вращения 6 зависит от рода привода:
ременная передача S = Vgo-r-1/^;

привод от электродвигателя через эластичную муфту на валу компрес-
сора S = Vso.

Для компрессора с приводом от электродвигателя, ротор которого
насажен на вал компрессора, момент инерции маховика (ротора) нельзя
178
рассчитывать по избыточным площадкам диаграммы противодейству-
ющего момента, отсекаемым средней линией, так как вращающий момент
электромагнитных сил двигателя не постоянен, а изменяется, причем
иногда в большей мере, чем противодействующий момент компрессора.
Расчет момента инерции ведут по допустимой пульсации потребляемого
тока. Затем, учитывая колебания вращающего момента, находят степень
неравномерности вращения, которую, как и в случае привода от электро-
двигателя через эластичную муфту, ограничивают значением б х/80.
Метод расчета для непосредственного привода от электродвигателя изло-
жен в п. 5 этой главы.

Рис. V.15. Диаграммы силы инерции (а), поршневой силы (б) и противодействующего мо-
мента (в) при различных частотах вращения п

Момент инерции маховика, как видно из выражения (V.73), умень-
шается обратно пропорционально квадрату частоты вращения. Поэтому
у многооборотных компрессоров он невелик. При многорядном выполне-
нии таких компрессоров угол между кривошипами выбирают, руковод-
ствуясь не уменьшением маховика, а уравновешиванием сил инерции.

Из уравнения (V.73)

S ~ 40mn2R2 = 4077? ’	(V.74)

Следовательно, при постоянном моменте инерции J = тЯг степень нерав-
номерности вращения изменяется обратно пропорционально квадрату
частоты вращения.

Если для регулирования производительности снижают частоту вра-
щения, то маховой момент определяют по наименьшей частоте вращения.
В этом случае, избегая чрезмерно массивного маховика, допускают б=
=1/8^-1/10.

В зависимости от частоты вращения изменяются, как известно, силы
инерции возвратно-движущихся частей. Это влияет на диаграмму поршне-
вых сил и отражается на диаграмме противодействующего момента
(рис. V.15). Рассчитывая маховик по минимальной частоте вращения,
необходимо пользоваться диаграммой, построенной для этой частоты.

5.	РАСЧЕТ МАХОВИКА ДЛЯ КОМПРЕССОРА

С ПРИВОДОМ ОТ АСИНХРОННОГО

И СИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ

При электрическом двигателе на общем валу с компрессором изменение
противодействующего момента влечет изменение вращающего момента
электродвигателя. Это вызывает пульсации тока (рис. V.16) и напряжения
в электрической сети. При значительных пульсациях тока возникающие
в электродвигателе переменные механические нагрузки могут вызвать
разрушение изоляции и крепления полюсов. К тому же пульсации тока
при большой мощности двигателя и недостаточном сечении кабеля
являются причиной мигания электрических ламп, питаемых от общей
сети. Поэтому допускаемые колебания тока ограничивают некоторым пре-

Рис. V.16. Осциллограмма тока в статоре синхронного электродвига-
теля компрессора

делом. По нормам, которыми руководствуются электромашинострои-
тельные заводы СССР, разность между наибольшим и наименьшим током,
отнесенная к номинальному току, не должна превосходить 66%. Чтобы
пульсация тока не превышала установленного предела, необходимо

Рис. V.17. Диаграмма противодействую-
щего момента компрессора и гармоники
ее разложения (кривые 1—3)

правильно выбрать маховик. На его
выбор влияют форма кривой противо-
действующего момента компрессора
и электрические характеристики дви-
гателя.

Величина противодействующего
момента компрессора может быть
представлена как сумма постоянной
части, равной среднему моменту Мср,
и переменной части, равной избыточ-
ному моменту ДЛ4 (рис. V. 17). В лю-
бой момент времени

МК = МСР + \М.	(V.75)

Кривая избыточного момента, вы-
ражающая зависимость от угла пово-
рота или времени ДЛ4 = f (<р) = F (/),
периодически повторяется при каж-
дом обороте вала. При разложении
в ряд Фурье она выражается суммой
нескольких гармоник

ДЛ1 = ak sin (£со^) + 2 bk cos (k®t\

(V.76)

где k — порядковое число гармоники; ak и bk — амплитуды k-й гармо-
ники; со == 2лп — угловая скорость вала компрессора, рад!сек\ п — частота
вращения компрессора, сек"1.

Синусоиды и косинусоиды одинакового периода могут быть сложены,
причем амплитуда суммарной гармоники

г ь ==	ak + bl ,

(V.77)
а смещение фаз аА определится выражением
tg«* = 77 •

(V.78)

Квадрант, в котором лежит угол а*, устанавливается по знаку в выраже-
ниях:

.	Ьь	С1ь

sin ak = — и cos ak = — .

* rk R rk

В итоге кривая избыточного момента может быть выражена результи-
рующей суммой гармоник

ДЛ4 = 2^sin(&(L)/ + аД

(V.79)

КОЛЕБАНИЯ ВРАЩАЮЩЕГО МОМЕНТА И ТОКА

ПРИ ПРИВОДЕ ОТ АСИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Вращающий момент асинхронного двигателя, или так называемый
асинхронный момент, возникает при скольжении ротора
относительно вращающегося магнитного поля статора. Средний враща-
ющий момент Мср соответствует среднему скольжению аср

А^^ср == Мср,

где А — асинхронный момент при скорости скольжения ротора относи-
тельно поля статора, равной одному электрическому радиану в секунду,
н- м-сек.

Угол, измеренный в электрических радианах, равен углу в простран-
ственных радианах, умноженному на число пар полюсов. Величина А
может быть найдена по вращающему моменту или по мощности

А — _ ^НОМ  	1	. NНом. Эл

№ ЭЛ&НОМ ® ЭЛ&НОМ	2 ЯД

где Мном— номинальный вращающий момент электродвигателя, н-м\
ном.эл — номинальная мощность электродвигателя, вт; аном — 1 —

—^2^-----скольжение ротора относительно вращающегося поля при

номинальном вращающем моменте; cowaw = 2ппр = сор — номинальная
электрическая угловая скорость ротора, рад/сек\ <&эл = 2л/ == 314 —
электрическая угловая скорость вращающегося поля, рад/сек\ / = 50 —
f 50

число периодов переменного тока в секунду, гц\ р =	= —------число

пар полюсов; ns — синхронная частота вращения, сек"1.

При колебательном движении ротора по &-й гармонике избыточные
вращающие моменты, действующие на вал, выражаются следующим
уравнением:

_£ (оэл d(a-acp)k j	= sm	8())

где J — момент инерции вращающихся масс ротора, кг- о — переменная
величина скольжения.

Первое слагаемое левой части уравнения (V.80) представляет момент
сил инерции вращающихся масс, второе — избыточный асинхронный
момент двигателя. Решая уравнение (V.80)1 и суммируя по всем гармони-
кам, находим результирующую кривую величины скольжения



sin (jtat +	— arctg -—-•-j'	•

(V.81)

Переменная часть создаваемого электрическим полем и приложенного
к ротору вращающего момента MR (н-м), обозначаемая ДЛ4д, опреде-

Рис. V.18. График зависимости коэф-
фициента усиления асинхронного дви-
гателя от Ck для различных k

ляется выражением

= А(йм 2 (О — аср)к.	(V.82)

Таким образом, кривую изменения
вращающего момента MR можно полу-
чить, если обе части уравнения (V.81)
умножить на Лсоэл.

Относительный размах (удвоенная
амплитуда) колебаний вращающего мо-
мента Y находится как разность между
величинами наибольшего и наимень-
шего вращающих моментов, отнесенная
к среднему противодействующему мо-
менту компрессора Мср. Выражая Y
в %, имеем

у =	—	10() = wo

Мер	МсР

(V.83)

Средний момент Мср обычно меньше номинального момента электро-
двигателя Мном =	Поэтому изменение вращающего момента

асинхронного двигателя, если отнести его к номинальному моменту,
меньше величины Y и может быть
Обозначим для краткости
J ш ________________________ J

~р"~А ~ ~р~'

получено умножением Y на .

-г-°н0Я = S	(V.84)

Whom

И

/1 + W

(V.85)

тогда уравнение (V.81) приводится к виду

Е (о — <3cP)k = S гкСк sin (kat + а* — Wfe), (V.86)

где

= arctg kt,.

(V.87)

Величина Ck — коэффициента усиления k-й гармоники — у асин-
хронных двигателей всегда меньше единицы (рис. V.18). При заданной

1 Общий метод решения приведен ниже, применительно к синхронному двигателю.
диаграмме противодействующего момента изменение вращающего момента
тем меньше, чем меньше коэффициент усиления Ck. Но последний, согласно
уравнениям (V.84) и (V.85), снижается с ростом произведения так
как Мном, со и р для любого привода являются заданными величинами.
Таким образом, увеличивая скольжение, можно уменьшить маховик.

У асинхронных двигателей из-за влияния безваттной мощности отно-
М

сительное изменение силы тока -— меньше относительного изменения
1НОМ

вращающего момента	Отношение этих величин приближенно

равно значению cos <р — коэффициенту мощности при номинальной на-
грузке, который для двигателей крупных компрессоров составляет
около 0,87. Следовательно, изменение силы тока, выраженное в процентах
величины iH0M при номинальной нагрузке

At(%) = 4?^-cosq>= ^^-coscp = y coscp, (V.88)
^НОМ	/V НОМ. Эл

где NK— мощность на валу компрессора, вт\ NH0M,9A — номинальная
мощность электродвигателя, вт.

Если допустимое изменение тока, также выраженное в процентах,
обозначить Д^, то допустимое изменение вращающего момента Yd выра-
зится так:

ул _ t М-ном ____	ном. эл	QQ'\

д ~~~ cos ф Мср cos ф NK	\ •	/

и величина Y по уравнению (V.83) не должна его превышать.

Если Y > Yd, следует повысить С, для чего нужно выбрать двигатель
с большим скольжением или увеличить момент инерции маховика и повто-
рить расчет.

КОЛЕБАНИЯ ВРАЩАЮЩЕГО МОМЕНТА И ТОКА
ПРИ ПРИВОДЕ ОТ СИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

В синхронном электродвигателе между вращающимся полем статора
и полюсами ротора существует упругая магнитная силовая связь, застав-
ляющая ротор вращаться синхронно с полем. Магнитное взаимодействие

при малых угловых смещениях ротора относительно
порционально углу смещения 0. Средний прило-
женный к ротору вращающий момент, возникающий
под влиянием поля статора, называется синхрони-
зирующим моментом. Он равен среднему
противодействующему моменту компрессора Мср.

Таким образом,

S9CP=MCP,	(V.89)

где S—синхронизирующий момент для 0, равного
одному электрическому радиану, н*м (рис. V. 19);
0ср — электрический угол смещения при среднем
вращающем моменте, рад. По определению

поля статора про-

0 дном57^°9 6

Рис. V. 19. Угловая ха-
рактеристика синхрон-
ного электродвигателя

5 = М-НОМ
ином

Nном. Эл .

2лп@ном J

(V.90)

Учитывая, что 0 = 0ор — электрический угол смещения ротора отно-
сительно поля статора (0О — пространственный угол смещения, рад)
и пропорциональность угла 0 вращающему моменту, находим

®ср ®ном

Мер
Мном

(V.91)
где0„ол<— электрический угол смещения при номинальном вращающем
моменте, рад

л	.	1

0„ОЛ = arCSin -rz——

Н0М	М^ж/Мном

(V.92)

Здесь MmaJMH0M — перегружаемость электродвигателя, величина кото-
рой указывается заводом-изготовителем электродвигателя и находится
в пределах 24-3,5; 7Итах — предельный вращающий момент, при котором
двигатель выпадает из синхронизма, н* м.

Под влиянием избыточного противодействующего момента, изменя-
ющегося по k-й гармонике, возникает колебательное движение ротора,
.	в котором моменты сил, действующих на ротор,

Ко) ^(^maxecph	и момент сил инерции (реактивный момент)

I	ротора связаны уравнением

J d2 iQ ^cp)k । л (6 ®cp)k ।
P ’ dt*	dt ’

+ 5 (0 - 6cp)k = r.sin (kat + afe), (V.93)

>7 /Mvfe -e где — асинхронный (демпфирующий) момент
>----ср'к синхронного двигателя, который может быть

определен по входному моменту, н-м-сек

Д _	0.05^ НОМ _	1 ДЛ Whom. ЭЛ __

0,05(Оэл	0,05-314	°’05 2лп ~

= О,О1О12Л4оо5 .	(V.94)

Здесь Af0t05 — входной момент или момент при
4	запуске перед входом в синхронизм, соответ-

Рис.У.2О. Векторная диаграмма ствующий 5-процентному скольжению и отне-
сенный к номинальному моменту. Его вели-
чина, указываемая заводом-изготовителем электродвигателя, находится
в пределах Л4О)О5 — 0,7 4-1,0.

Решение дифференциального уравнения (V.93), как известно из теории
колебаний, представляет колебание угла (0—Вср) по закону синуса с часто-
той kco, равной частоте k-й гармоники возмущающего момента, и имеет вид

(0 — М* = (вшах ~ QcP)k sin (k<ot 4- ak —	(V.95)

где (Отах—®cp)k — амплитуда k-й гармоники колебания угла; ф*—
сдвиг фазы колебания угла (0 —6cP)k относительно колебания возмуща-
ющего момента.

На диаграмме (рис. V.20) отложены векторы, выражающие амплитуды
действующих моментов в уравнении (V.93). Вектор (0тах — дср)^ выража-
ющий амплитуду колебания угла, направлен вертикально вверх. Это
направление показано штриховой линией.

Синхронизирующий момент, равный 5(0 —0ср)й, имеет амплитуду
5 (0тах—Qcp)k' Вектор, выражающий амплитуду синхронизирующего
момента, направлен вертикально вниз, так как синхронизирующий
момент действует в сторону уменьшения угла 0, т. е. противоположно
положительной разности углов (0 —0ср).

Скорость определяется дифференцированием перемещения. При гар-
моническом движении вектор амплитуды колебания угловой скорости
k-й гармоники равен вектору амплитуды колебания величины угла,
умноженному на k® и повернутому на прямой угол по направлению враще-
ния. Следовательно, вектор, выражающий амплитуду демпфирующего
184
момента, равен Aka (0max—Qcp)k и направлен горизонтально вправо.
Аналогичным образом вектор, выражающий амплитуду реактивного
момента маховика, равен -у-k2<a2 (0max—0ср)ь повернут против ампли-
туды демпфирующего момента на прямой угол по направлению вращения
и направлен вертикально вверх, т. е. противоположно амплитуде синхро-
низирующего момента. Вектор амплитуды возмущающего момента, рав-
ный rk, смещен также по направлению вращения и расположен под
углом фй, выражающим отставание фазы колебания угла (0тах—0cp)ft
относительно колебания возмущающего момента. Величина угла фй пока
неизвестна.

Пусть векторы амплитуд моментов на диаграмме рис. V.20 совершают
совместное вращение с угловой скоростью k<a. Тогда их проекции на гори-
зонтальную ось выразят величины четырех моментов в уравнении (V.93),
сумма которых согласно этому уравнению в любой момент времени равна
нулю. Иначе говоря, изменение величины действующих моментов по
времени могло бы быть выражено четырьмя синусоидами, сумма которых
всегда совпадает с нулевой линией. Так как векторы на диаграмме
рис. V.20, вращаясь, проходят через любые положения, то сумма проек-
ций амплитуд всех четырех моментов на любое направление должна быть
равна нулю.

Сумма проекций на вертикальную ось

(®шах ®<?р)л W (0max ®cp)k COS Фй ~

сумма проекций на горизонтальную ось

Ako> (0max — 0Cp)ft — rk sin ф* = 0.

Решая совместно оба уравнения, находим амплитуду колебаний угла
(0	0 ср) А

(0тах - ОррК = ' г, -г.....-Цё.................  (V.96)

У —-±-АЛО2) + А2*2©2
и сдвиг фазы

Фа = arctg----.	(V.97)

S - — Feo2
Р

Подстановка полученных значений в уравнение (V.95) приводит к окон-
чательному результату для k-и гармоники.

Общее изменение угла (0 —0ср) получается суммированием всех
гармоник

У (0 — 0cp)fe = \ .---г	Гк , 	X

--L- kW) + A2fe2W2

X sin (kat -f-ak — arctg---\.	(V.98)

I	S —J_ kW

\	P J

Колеблющийся электромагнитный момент двигателя выражается сум-
марно величинами д	и S (0 —0ср). Но асинхронный момент

Д	при работе двигателя вблизи синхронного числа оборотов
обычно мал, к тому же он смещен по фазе на 90° относительно синхрони-
зирующего момента 5(0 —Qcp). Поэтому можно считать, что колеблю-
щийся электромагнитный момент двигателя определяется только вели-
чиной 5(0 —вср). Следовательно, умножив обе части уравнения (V.98)
на 5 и представив гк в процентах от среднего момента компрессора Мср,
получим уравнение, выражающее кривую колебания вращающего момента
двигателя Мц, приложенного к ротору. Этому уравнению можно придать
упрощенный вид, обозначив

где = псв — частота свободных колебаний ротора синхронного
двигателя, гц; Z — степень резонансности, и заменив

Рис. V.21. График зависимо-
сти коэффициента усиления
Ck синхронного двигателя
от Z для различных k при

X = 0,1

= К	(V.ioo)

О

где % — коэффициент демпфирования.

Вводим также дополнительное обозначение

г 1	----= Ск, (V. 101)

/(1 — k2z)*+ (*Х)2

где Ск — коэффициент усиления k-й гармоники.

После подстановки в уравнение (V.98) но-
вых обозначений получим

5 S (0 - еср)к =

=2 Скгк sin {k(at + ak — ф*).	(V. 102)

Величина сдвига фаз определяется из урав-
нения (V.97)

= arctg	(V.103)

Подставив в (V.100) значения S и Л из (V.90) и (V.94), находим

А®   Л4р^о^6^ОЛ{2лП

S 0,05(Оэл

— 0,4Л4оо5Ономп.

(V.104)

Полагая Л4о>о5 = 0,7 и электрический угол QH0M = 25°, получим при-
ближенное значение X

% = 0,4-0,7 5оП^0,12п,	(V.105)

о/,о

которым можно ограничиться. Уточненные значения коэффициента демп-
фирования могут представить интерес лишь для определения Ск в резо-
нансной области для первой и второй гармоник вблизи Z = 1 и Z = 0,25.

На рис. V.21 даны кривые значений коэффициента усиления Ск в зави-
симости от Z, построенные для первой, второй и третьей гармоник при Л, =
= 0,1.

Кривые показывают, что у синхронного двигателя значения Ск могут
быть значительно выше единицы. В резонансных точках для второй и
третьей гармоник (при Z — -^^ коэффициенты усиления в два и три
раза ниже, чем в резонансной точке для первой гармоники (при Z = 1).
Кривая, представляющая уравнение (V. 102), выражает изменение
вращающего момента MR, создаваемого электромагнитным полем двига-
теля и приложенного к ротору &MR = S£ (0 —0ср)б Величина Y, пред-
ставляющая размах (удвоенную амплитуду) колебаний вращающего мо-
мента MR, выраженного в процентах Мср, равна

M₽mln- юо =	100,

Мср	мср

(V. 106)

У синхронных двигателей поршневых компрессоров, которые обычно
выполняют с cos <р близким к единице, колебание тока приблизительно
равно колебанию нагрузки. При cos <р, отличных от единицы, колебание
тока сокращается пропорционально cos ф. Допустимые колебания тока

Рис. V.22. Кривые YZ при явно выраженных первой и второй гар-
мониках (а) и только при второй гармонике (6)

выражаются в процентах от номинальной, а не от средней величины, и
потому допустимый размах колебания вращающего момента равен

у _	. Мном	_—	Д	НОМ. Эл	/у 1Л7\

1д~~	cos ф ’ Мср	~	cos ф	’ NK	’	VV.1V/;

где NK — мощность, потребляемая компрессором.

В тех случаях, когда момент инерции маховика не задан и должен быть
определен по допустимой пульсации тока, производят расчет величины Y
для ряда последовательных значений Z, строят кривую YZ и по ней
находят то наименьшее значение Z, при котором величина Y не выходит за
пределы Yd.

По уравнению (V.99)

J = Z-^- — ZF,	(V.108)

где величина F (кг-я?)

Г 50 S	1.27S	пт 1ПОЧ

F =-----тн—(V. 109)

п	(2лл)2	п3	4

постоянна для данного двигателя.

Кривая FZ, по которой определяется У, зависит почти исключительно
от вида диаграммы противодействующего момента компрессора, так как
величина %, оказывающая малое влияние, при заданной частоте вращения
обычно принимается неизменной [формула (V. 105)]. При диаграмме
с явно выраженными первой и второй гармониками, на кривой YZ воз-
можны две запретные зоны вблизи резонансных точек этих гармоник:
у Z = 1 и Z = 0,25 (рис. V.22, а), причем момент инерции маховика
может быть выбран в допустимой области Z >• 1 или в интервале между
запретными зонами.1

1 Часто избегают выбора махового момента по Z между запретными зонами, опасаясь
увеличения пульсации тока в сети при снижении тока возбуждения.
При высокой частоте вращения собственного момента инерции ротора
синхронного электродвигателя обычно достаточно, чтобы обеспечить
Z > 1 и нет надобности в добавочном маховике.

При слабо выраженной первой гармонике кривая YZ имеет более
благоприятный вид (рис. V.22, б) и величина необходимого момента
инерции значительно снижается.

У двухрядных или многорядных компрессоров с хорошо уравненными
работами прямого и обратного хода и целесообразно выбранным углом
смещения кривошипов кривая YZ может не иметь запретных зон. В таком
случае пульсации тока остаются в допустимых пределах при любом махо-
вом моменте. Запретные зоны могут отсутствовать при нормальном режиме
работы, но возникнуть при сниженном давлении нагнетания или снижен-
ной производительности. Поэтому иногда возникает необходимость
построить кривую YZ и для этих режимов работы компрессора.

СТЕПЕНЬ НЕРАВНОМЕРНОСТИ ВРАЩЕНИЯ

ПРИ АСИНХРОННОМ И СИНХРОННОМ ДВИГАТЕЛЯХ

Определив по допустимой величине пульсации тока необходимую
величину момента инерции маховика, проверяют соответствующую ей
степень неравномерности вращения.

При постоянном вращающем моменте двигателя и переменном противо-
действующем моменте компрессора степень неравномерности вращения
определяется зависимостью (V.74)

* L
0	40 Jn2 ’

где L — избыточная работа, соответствующая результирующей площадке
на диаграмме противодействующего момента, дж.

При асинхронном двигателе изменение противодействующего момента
компрессора влечет за собой изменение вращающего момента двигателя,
протекающее так, что при заданном маховике степень неравномерности
всегда ниже, чем при постоянном вращающем моменте. По определению
степень неравномерности вращения

g — ^тэх — °) min
®ср

Угловая скорость вращения ротора асинхронного двигателя и величина
скольжения а связаны зависимостью

° = ~ а) = ®s(1 ~’а)’

(УЛЮ)

где cos = 2nns — синхронная угловая скорость, рад!сек\ ns — синхронная
частота вращения, сект1.

Заметив, что

(dmax===(ds(l	=	<^тах) и tt)Cp==COs(l

находим

6 =

(1 — О'mln) — (1 — max) __________ Отах gmln

1 --°ср

1 —вср

(УЛИ)

Величина скольжения прямо пропорциональна величине вращающего
момента (рис. V.23), что определяется зависимостью

а = ^-,

Аа>зл

где А — асинхронный момент, постоянный для данного двигателя.
Выразив amax и <jm)n через MR max и MR mln и заметив, что

Лео

ЭЛ ---

МНОМ
®н,ом

т. е. равно отношению номинального вращающего момента к номиналь-
ному скольжению, находим

Mftmax — Mflmin   Mrmax —

АъЭл(У—(зср)	Мном

®ном

— вер) 9

(V. 112)

или приближенно, учитывая, что номинальная

обычно не превышает оЯ0Л< = 0,02-^0,04, а потому
нице, и, пользуясь выражением

(V.83), находим

6= о.

•	-гт Y

'ном Мном ~ ном 100

Мер
Мном

(V. 113)

Таким образом, степень не-
равномерности вращения
ротора асинхронного дви-
гателя определяется про-
изведением номинального
скольжения на относи-
тельное колебание вра

величина скольжения

1 — аср близко к еди-

Рис. V.23. Зависимость колебания сколь-
жения и тока от изменения вращающего
момента асинхронного двигателя

щающего момента, выра-
женное в долях номиналь-
ного момента. Величина отно-
сительного колебания MR может

быть получена по результирующей кривой уравнения (V.86) путем опреде-

ления разности между максимальным и минимальным значениями ее
ординат.

При синхронном двигателе степень неравномерности вращения, как
правило, выше, чем при асинхронном. Как видно из векторной диаграммы
рис. V.20 колебания вращающего (синхронизирующего) момента, созда-
ваемого электрическим полем, смещены по фазе на 180° относительно
колебаний момента, создаваемого силами инерции маховика. В резуль-
тате этого при известных соотношениях колебания противодействующего
момента компрессора усиливаются колебаниями вращающего момента
(Ck > 1) и степень неравномерности вращения маховика превосходит зна-
чения, которые даст уравнение (V.74).

Кривая изменения электрической скорости вращения ротора может
быть получеца путем дифференцирования выражения (V. 102), предвари-
тельно умноженного на Разность между максимальным и минималь-
ным значениями скорости позволяет найти степень неравномерности вра-
щения 6.

Так как для определения б нужны лишь крайние значения скорости,
а не вся кривая, можно воспользоваться более простым способом расчета.
Определив графически тангенсы максимального и минимального углов
наклона кривой, выражающей уравнение (V. 102) для вращающего момента,

находим

^шах

- Г<*(в~вер)
™эл “ L di

__ Мер	х- о
100S ’ mt Lbpmin
и

AI/^d тМ j. а
®mln ®эл = fogs	^max’

g»	%-Mgn	gf

где — масштаб моментов, --------------———; mt — масштаб времени,

CM р!ПСЖ сь
сек
см чертежа

Знак минус в правой части последних уравнений обусловлен тем,
что 0 выражает собой угол отставания ротора от вращающегося поля
статора и увеличение по времени этого угла соответствует снижению
скорости вращения ротора.

По отношению разности электрических угловых скоростей к электриче-
ской угловой скорости вращающегося поля (соэл = 314 рад!сек) определяем
степень неравномерности вращения ротора

д__ wmax wmln ____ (tg Ртах — tg Pmin)	Mcp	11 ДЛ

(Оэл “	<Оэл	’ mt ’ 100S ’ IV.Il*;

На стр. 195 и следующих приведены примеры расчета момента инерции
маховика для синхронного и асинхронного двигателей и определены сте-
пени неравномерности вращения.

КОНСТРУКТИВНЫЕ СРЕДСТВА УМЕНЬШЕНИЯ МАХОВИКА

Возможность уменьшения необходимого маховика зависит главным
образом от выполнения компрессора, которое определяет кривую диа-
граммы противодействующего момента. Первая и вторая гармоники раз-
ложения кривой момента при асинхронном и синхронном двигателях
влияют на пульсацию тока в большей степени, чем гармоники высших
порядков. Поэтому для уменьшения маховика следует выбирать компо-
новки компрессора, при которых диаграммы противодействующего мо-
мента не имеют явно выраженных первой и второй гармоник.

Нужно, однако, заметить, что у асинхронных двигателей коэффициент
усиления Ck не резко снижается с увеличением порядкового номера гармо-
ники, и наряду с первыми гармониками сказывается влияние третьей и
четвертой гармоник. У синхронных же двигателей различие между вели-
чинами Ck весьма велико. Благоприятная для них диаграмма противодей-
ствующего момента должна иметь малую величину первой гармоники.
Амплитуда второй гармоники играет значительно меньшую роль, а ампли-
туды третьей и четвертой гармоник для определения момента инерции
практического значения не имеют.

Снижение амплитуды первой гармоники может быть достигнуто урав-
ниванием работ при ходе поршня к валу и при обратном ходе. О равенстве
работ свидетельствует равенство площадей, ограниченных суммарной
кривой по ходу к валу и обратно на диаграмме поршневых сил. Прибли-
зительным, но не всегда достоверным, признаком равенства работ служит
равенство суммарных поршневых сил ряда в противоположных мертвых
точках.

При нескольких ступенях в ряду компрессора и относительно малой
разности работ уравнивания их можно достигнуть некоторым перераспре-
делением давления между ступенями или небольшим увеличением мерт-
вого пространства в ступенях, обращенных в направлении хода, требу-
ющего меньшей работы. У двухрядных машин с резко выраженной первой
гармоникой на диаграммах противодействующего момента обоих рядов
можно улучшить суммарную диаграмму, выбрав угол между кривошипами
в 180°, вместо обычного для неоппозитных компрессоров угла в 90°.
У двухрядных оппозитных компрессоров с цилиндрами двойного дей-*

ствия в противолежащих рядах часто предусматривают регулирование
производительности, осуществляемое одновременным выключением одной
полости у каждого из цилиндров. Так как угол между коленами вала 180°
и угол развала между рядами также 180°, то во избежание ухудшения
диаграммы противодействующего момента с усилением первой гармоники

выключаемые полости должны находиться в цилиндре одного ряда со
стороны вала, а в цилиндре другого — с противоположной стороны.

Для снижения второй гармоники угол между кривошипами двухряд-
ных компрессоров обычно выбирают равным 90°. Направление смещения
одного кривошипа относительно другого при таком угле отражается на
результирующих амплитудах первой и третьей гармоник, но не влияет
на результирующие амплитуды второй и четвертой гармоник. При угле

между кривошипами в 90°
суммарная диаграмма по-
лучается более благоприят-
ной, если мощность разде-
лена поровну между ря-
дами, а массы возвратно-
движущихсяГластей обоих
рядов одинаковы. Выбор
угла между кривошипами
целесообразно произво-



Рис. V.24. Ограничение относительных амплитуд пер-
вой и второй гармоник

дить, разложив предвари-

тельно по отдельности диаграммы противодействующего момента обоих
рядов на гармоники и оценив величины смещения, при котором первые
гармоники или при незначительности их вторые лучше всего гасят
друг друга.

У крупных поршневых Г-образных и П-образных компрессоров с син-

хронным электрическим двигателем момент инерции ротора часто недо-
статочен и потому предусматривают дополнительную маховую массу в виде
присоединяемого к ротору маховика. Общий мбмент инерции зависит от
диаграммы противодействующего момента компрессора и в связи с этим
электрические двигатели этих компрессоров изготовляют индивидуально,
применительно к компрессору.

У оппозитных компрессоров частота вращения значительно выше, чем
у горизонтальных Г-образных и П-образных, и в связи с этим в большин-
стве случаев отсутствует надобность в дополнительной маховой массе.

Центральное конструкторское бюро крупных электрических машин
и ЛенНИИхиммаш совместно разработали метод проектирования оппозит-
ных компрессоров с синхронными электрическими двигателями, исклю-
чающий необходимость в установке добавочных маховиков. При отсут-
ствии надобности в них изготовление двигателей может производиться
серийно, независимо от диаграммы компрессоров. Метод состоит в том, что
для каждого двигателя установлены предельные значения относительных
амплитуд -у,2- и первой и второй гармоник кривой противодеиству-
ющего момента, выраженные в гдолях номинального электромагнитного
момента двигателя Мэм. Они рассчитаны по моменту инерции и частоте
вращения ротора, с учетом электрических параметров двигателя и определя-
ются так, чтобы пульсации тока в сети двигателя не превышали допустимых.

Взаимная зависимость значений и задана прямой АВ
(рис. V.24). Предельные значения относительных амплитуд, соответству-
ющие точкам А и В, приведены в каталоге на синхронные электрические
720 мм

Рис. V.25. Диаграммы противодействующего момента двухрядного шестиступенчатого компрессора при различном расположении кривошипов
[. Френкель

у	Таблица V.3

Разложение кривой противодействующего момента в ряд Фурье (кривошип ряда II—IV—VI отстает на 90°)

Ординаты у*, мм	0	1  (23)	2 (22)	3 (21)	4 (20)	5 (19)		6 (18)		7 (17)	8 (16)		9 (15)		10  (14)		11 (13)		12
	65,8	82,3  53,0	96,6  51,0	91,8  56,9	77,9  66,9	65,1  72,4		71,3  64,4		56,7  62,9	61,4  62,9		57,8  60,7		50,8  52,7		48,6  50,1		56,0
Сумма: с	65,8	135,3	147,6	148,7	144,8	137,5		135,7		119,6	124,3		118,5		103,5		98,7		56,0
Разность: d	—	29,3	45,6	34,9	11,0	—7,3		6,9		—6,2	—1,5		—2.9		—1,9.		-1,5		—
Суммы: с	0 (12)	1 (11)	2 (Ю)	3  (9)	4 (8)	5 (7)	6		Разности: d			1 (И)		2 (Ю)	3  (9)	4  (8)		5 (7)	6
	65,8  56,0	135,3  98,7	147,6  103,5	148,7  118,5	144,8  124,3	137,5  119,6	137,7					29,3  —1,5		45,6 —1,9	34,9 —2,9	11,0  —1,5		-7,3  —6,2	6,9
Сумма сумм: S	121,8	234,0	251,1	267,2	269,1	257,1	137,7		Сумма	разно-  стей:			27,8		43,7	32,0	9,5		—13,5	6,9
Разность сумм: D	9,8	36,6	44,1	30,2	20,5	17,9	—		Разность разно- стей: А			30,8		47,5	37,8^	12,5		—1,1	—
/?0=S0 —Se= 121,8 — 135,7 = —13,9 /?2 = Sx — S5 = 234,0 — 257,1 = —23,1 fl4 = S2 —S4 = 251,1 -269,1 = —18,0									Рг = А, + Д5 = 30,8 — 1,1 = 29,7 р4 = Д2 + Д4 = 47,5 + 12,5 = 60,0  Pg — Д3 = 37,8										
To = Do — Dt = 9,8—20,5 = —10,7  T3 = Dt — D3 — D6 = 36,6 — 30,2 — 17,9 = —11,5									тз = Si + 2з - Ss = 27.8 + 32,0 + 13,5 = 73,3 Т6 = £2 - £б = 43-7 - 6,9 = 36,8										
Vt = So — S3 + S« = 121,8 — 267,2 + 135,7 = —9,7  V4 = $! — Sa — S4 + S6 = 234,0 — 251,1 — 269,1 + 257,1 = —29,1  * Без различия для результатов резложения здесь могут быть отложены полные зн противодействующего момента. В последнем случае следует предварительно проверит!  										v4 = Aj + Д2 — Д4 — Д5 = 30,8 + 47,5 — 12,5 + 1,1 = 66,9  ачения ординат или их избыточные значения над линией среднего э равенство 2										
Таблица V.4

Амплитуды ak и bk

Амплитуды									
		Гармоники							
Поло-		1		2	|		3	1		4	
жение	А								
-		S		Р	Ар	т	Ат	V	Av
1	sin 15°=0,259	27,8	7,2	—	—			—	—	—
2	sin 30°=0,500	43,7	21,9	29,7	14,9	—	—	—	—
3	sin 45°= 0,707	32,0	22,6	—	—	73,3	51,8	—	—
4	sin 60°=0,866	9,5	8,2	60,0	51,9	—	—	66,9	57,9
5	sin 75°=0,966	—13,5	—13,0	—	—	—	—	—	—
6	sin 90°= 1,000	6,9	6,9	37,8	37,8	36,8	36,8	—	—
		120!!=	=53,8	1202=	104,6	12а3=	=88,6	12а4:	= 57,9
		«1=	=4,48	а2=	8,72	а3=	=7,38	а4:	=4,82
Амплитуды									
		Гармоники							
Поло- жение	в	1		1	2		1	3		4	
		D	BD	Я	BR	т	ВТ	V	BV
0	cos 0°=1,00	9,8	9,8	—13,9	—13,9	—10,7	—10,7	—9,7	—9,7
1	cos 15°=0,966	36,6	35,3	—	—	—	—	—	—
2	cos 30°=0,866	44,1	38,2	—23,1	—20,0	—	—	—	—
3	cos 45°=0,707	30,2	21,3	—	—	—11,5	—8,1	—	—
4	cos 60°=0,500	20,5	10,3	—18,0	—9,0	—	—	—29,1	—14,6
5	cos 75°=0,259	17,9	4,6	—	—	—	—	—	—
		12^=	119,5	12/>2-	—42,9	1263=*=-	—18,8	1264=	=—24,3
			9,96	&2=	—3,58	ь3=	—1,57	&4=	=—2,03

Таблица V.5

Результирующие амплитуды и фазовые углы

Величина	Гармоники			
	1	2	3	4
bk	9,96	—3,58	—1,57	—2,03
	4,48	8,72	7,38	4,82
rk=V	10,9	9,42	7,55	5,43
Гк(%) = rk-^~  Уср	17,0	14,7	11,8	8,5
bk ^ak=-^ uk	2,22	—0,411	—0,213	—0,403
Квадрант угла ak	I	IV	IV	IV
&k	65°45'	337°40'	348°	338°
двигатели для поршневых компрессоров (см. [81J и табл. XII.6). Если по ре-
зультатам разложения кривой противодействующего момента значения отно-
м'\ м'г

сительных амплитуд — и таковы, что определяемая ими точка С
лежит в области под прямой АВ, то момент инерции ротора электродви-
гателя достаточен. Но при амплитудах больших на столько, что точка С
лежит над прямой АВ (на рис. V.24 точка С'), момент инерции ротора недо-
статочен. В этом случае необходимо улучшить кривую противодействую-
щего момента компрессора. Этого можно достичь путем уравнивания порш-
невых сил, изменения угла смещения кривошипов или изменения схемы
компрессора. Уравнивание работ, затрачиваемых в рядах компрессора
при ходе поршня к валу и от вала, всегда уменьшает необходимые махо-
вые массы или при заданном маховике снижает степень неравномерности
вращения и пульсацию тока в сети.

ПРИМЕР ОПРЕДЕЛЕНИЯ МОМЕНТА ИНЕРЦИИ МАХОВИКА
И ПУЛЬСАЦИИ ТОКА ПРИ ПРИВОДЕ ОТ СИНХРОННОГО
И АСИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ

Расчет произведен для шестиступенчатого компрессора; мощность на
валу NK = 2095 квт’, п = 2,08 сек-1. Компрессор выполнен двухрядным
П-образным с расположением ступеней: I, III, V в одном ряду и II, IV,
VI — в другом.

На рис. V.25 представлены диаграммы противодействующего момента
для двух расположений кривошипов: верхняя — при отставании криво-
шипа ряда II—IV—VI на 90° и нижняя — при опережении на 90°. Мас-
штабы моментов 25 000 н-м в 1 см чертежа и углов 0,0873 рад в 1 см
чертежа.

Разложение кривой противодействующего момента в ряд Фурье выпол-
нено в табличной форме и произведено по 24 ординатам (угол поворота
кривошипа в 15°) с точностью до четвертой гармоники. В табл. V.3—V.5
разложение сделано для кривой момента при отставании кривошипа ряда
II—IV—VI. Разложение кривой при опережении кривошипа ряда II—
IV—VI произведено аналогичным образом, но, как не представляющее
интереса, опущено. Результаты разложения обеих кривых сведены
в табл. V.6.

Таблица V.6

Амплитуды гармоник в процентах от среднего момента компрессора
и фазовые углы

Смещение кривошипа ряда II—IV—VI	Гармоники			
	1	2	3	4
Отстает на 90° /	%	17,0 65°45'	14,7 337°40'	11,8 348°	8,5 338°
Опережает на 90° {	%	2,92 159°10'	14,7 337°40'	13,4 271°20'	8,5 338°

Сопоставляя амплитуды первой гармоники, заключаем, что диаграмма,
соответствующая опережению кривошипа ряда II—IV—VI, более благо-
приятна. Поэтому выбираем этот вариант смещения кривошипов, а ва-
риант при отставании кривошипа ряда II—IV—VI из дальнейшего расчета
исключаем.
Привод от синхронного электродвигателя

Определение момента инерции маховика для синхронного электродвига-
теля. Параметры синхронного электродвигателя для компрессора принимаем
следующие: номинальная мощность двигателя Мном.эя = 2250 кет; cos <р =
= 0,85; входной момент Л1о,о5 = 0,8; перегружаемость электродвигателя
-4^22- = 2; число пар полюсов р = 24 (п = 2,08 сек'1)-, число периодов
Мном
переменного тока f = 50 гц.

По принятым данным находим величины, характеризующие электро-
двигатель:

1)	номинальный электрический угол смещения ротора (V.92)

0«ои = arcsin-^—7м— — arcsin0,5 = 30° эл;
'И max

2)	угловая скорость вращения ротора
2nf 2л50 1О 1
ш = —— = -  = 13,1 рад/сек\
Р

3)	номинальный вращающий момент электродвигателя

_ Nном. эл   2250-103   179 000 н-м-
~	“ 2л-2,08 “ 111UW Н М'

4)	синхронизирующий момент (V.90)

S = MH0M-~- = 172ООоД~- = 328000 н-м-,
ином

5)	асинхронный демпфирующий момент (V.94)

А= 0,01012М005= 0,01012-0,8 225°п*°3 =8770 н-ж-сек;
>	и,иэ п	9	9	2,08

6)	коэффициент демпфирования (V.100)

« _ Аа> _ 8770-13,1 _ n

Л~ S “ 328 000 ~ U’d0U’

7)	величина F (V.109)
г, 1.27S	1,27-328 000	,солп ,

Р =	--= <6200 «г-лс2;

8)	допустимый размах колебания вращающего момента при допустимой
пульсации тока = 66% (V.107)

у  	Nном. эл   66	2250  до

Гд	С05ф ' NK	~ 0,85 ‘ 2095 — 6d’d/°-

Размах колебания вращающего момента Y определяют по результиру-
ющей кривой вращающего момента (V. 102), получаемой суммированием
гармоник противодействующего момента, усиленных по заданной степени
резонансности Z.

Повторяя построение результирующей кривой вращающего момента
для ряда Z, получают значения У, по которым строят кривую YZ.

Ввиду незначительного влияния высших гармоник в приближенном
расчете учитывают лишь первую и вторую гармоники, и наибольший раз-
мах колебания вращающего момента определяют как сумму удвоен-
ной большей амплитуды и амплитуды меньшей.

Приближенный расчет значений Y для ряда произвольно выбранных
значений Z сведен в табл. V.7, причем величины Сь вычислены по фор-
муле (V.101).
Кривая YZ (рис. V.26), построен-
ная по данным табл. V.7, показывает,
что при выбранном варианте распо-
ложения кривошипов расчетного зна-
чения Z для определения махового
момента не существует, т. е. при лю-
бом малом маховике пульсации тока
не выйдут за пределы допустимых.

Полученный здесь благоприятный
результат является следствием ряда
обстоятельств:



я

5

ся к отвергнутому варианту, где
кривошип ряда II—IV—VI является
отстающим)

1)	малой амплитуды первой гар-
моники кривых противодействующего
момента обоих рядов, вследствие при-
близительного равенства поршневых
сил в мертвых точках;

2)	сравнительно небольшой ампли-
туды второй гармоники, что вызвано
малым различием в поршневых силах
обоих рядов и смещением кривоши-
пов на 90°;

3)	при выбранном варианте сме-
щения кривошипов первые гармоники
обоих рядов взаимно гасят друг
друга и поэтому у суммарной кри-
вой амплитуда первой гармоники
оказалась весьма малой.

Нужно, однако, учесть, что при
эксплуатации компрессора возможны
отклонения режима давлений по сту-
пеням от расчетного и ухудшение кри-
вой противодействующего момента.

ОЗ

Н

с

О

8 д’	О*	О оГ	II о ю +2 ь- II со
	О*	_Н ОО  o'	
ю <м д'	•А» О  ♦ее ч	г- ь. <х> ссГоО	II  СО со —« +£ £ II о со
		О) о"	
8	«ае О «ае к.	со Е? 00“^-	II ю  —со  » II 00  сч
	<jae	счо-	
2=0,75	♦ее О С*	ь- ю ь- о  о о	II ю о ь- сч сч + и  есГ	
	♦ае О	<*о-	
ю	«ае к	К ° тзгсг	II ю о оГоо Т* оо" сч о* + н\ fc.
	•ее О	~ <о	
1О  о”  II	•ее  •ее к.	LO g ю	II  510  сч  + 11  LO  со"	
	•ее	—« СО СЧ  т—<	
«ае к		со ь. сГ~	1
Амплитуды и коэффициенты усиления		03 со м я К S я я о о  S S Л Оч 03 03  к к СО оз я о. Л о .0). н Еса	я са ® £ я ® 'S i  § s Я  о  0)  X S’  3 2  СО S-X© 03 3^0^  Он оз  Q-K " CQ
Поэтому для определения момента инерции маховика не следует выбирать Z
близким к резонансным значениям для первой и второй гармоник (Z = 1
и Z = 0,25).

При благоприятной кривой YZ момент инерции маховика определяется
величиной, минимально необходимой для конструктивного выполнения
ротора, и назначается заводом-изготовителем электродвигателя.

Пульсация тока при заданном маховике. Пусть для нашего случая J =
= mR2 = 35,6 tn-м2. Тогда согласно формуле (V. 108) находим

~	_ 35 600 _ п 77

Z “ F ~ 46 200 “

Пользуясь графическим способом, производим уточненный расчет
пульсаций тока для полученной величины Z. Для этого находим параметры
четырех гармоник колебаний вращающего момента. Вычисление сводим
в табл. V.8.

Таблица V.8

Параметры гармоник вращающего момента
при синхронном электродвигателе

Величина		Номер формулы или таблицы	Гармоники			
			1	2	3	4
	Tk, % Ck = 1	Табл. V.6 Формула (V.101)	2,92  2,38	14,7  0,452	13,4  0,166	8,5 0,088
1/(1 -  tg фй	- fc3Z)2 + (kky fkCk  Uk  __	Табл. V.6  Формула (V.103)	6,95 159°10' 1,53	6,65 337°40' —0,338	2,22 271°20' —0,178	0,75  338°  —0,124
	l — k^Z фл а* —фл		56°50'  102°20',	161°10'  176°30'	169°50'  101°30'	173°  165°
	a.k — Фл k	—•	—102°20'	—88?15'	—33°50'	—41°15'

Все полученные гармоники (синусоиды) нанесены на рис. V.27. Начала
аь —
гармоник смещены относительно нуля влево на угол —.

Разность между наибольшим и наименьшим значениями результиру-
ющей кривой выражает размах колебания вращающего момента У =
= 24,7%. Соответствующая ему пульсация тока (V.107)

Ы [% ] == У cos <р	= 24,7 • 0,85 -§g- = 19,5%,

wНОМ. 9л

т. е. значительно ниже допустимых 66%.

Степень неравномерности вращения. По уравнению (V.114) для син-
хронного двигателя

Л	(tgPmax — tg Pmln) . mM . Мер _

(ОЭЛ	mt 100S

2,4+ 4,0	1	160000 _ 1

“	314	1	100^328000	134 ’
где тм = 1---5—^-----масштаб вращающего момента;

м см чертежа	г

1 сек,
пц = ----------------масштаб времени;

1	75 см чертежа	г

Ртах и Ртш — максимальный и минимальный углы наклона
результирующей кривой (рис. V.27);

Мср = 160 000 н-м (рис. V.25).

Для сопоставления вычислим пульсацию тока и степень неравномер-
ности вращения для случая привода того же компрессора от асинхронного
двигателя.

Рис. V.27. Кривая колебаний вращающего момента синхронного электро-
двигателя при J = 35,6 т-м?:

1—4 __ гармоники первого — четвертого порядков; — суммарная кривая гар-
моник, выражающая результирующие колебания вращающего момента

Привод от асинхронного электродвигателя

Определение пульсации тока. Номинальную мощность асинхронного
электродвигателя выбираем как для синхронного, NH0M.M = 2250 квт.
Коэффициент мощности cos ср = 0,87. Номинальное скольжение аК0Л4 =
= 0,02, чему при синхронной частоте вращения ns = 2,08 сек'1 соответ-
ствует п = 2,04 сек'1 и со = 12,8 рад! сек. Номинальный момент

М _ Nhom3a _ 2250-103 _ egg
тном — 2лп ~ 2л-2,04 -1/oeWN*

Независимо от выбранного типа электродвигателя Мср = 160 000 н-м,
а>зл = 314 рад/сек, р = 24.

Примем, как выше для синхронного двигателя, J = 35,6 т-м2.

По формуле (V.84) находим

f-_ J о>-а>34	35600 12,8-314 «п л со

? ~ Т ’~М^Г а“ом “24-------175 866- °’02 == °’68-

Вычисление параметров четырех гармоник колебаний вращающего
момента сводим в табл. V.9.
Таблица V.9

Параметры гармоник вращающего момента при асинхронном электродвигателе

Величина	Номер формулы или таблицы	Гармоники			
		1	1 2	3	4
r'k, %	Табл. V.6	2,92	14,7	13,4	8,5
Ck =——*		Формула (V.85)	0,830	0,596	0,443	0,348
/1 + (feg)2 					
г кРк	—	2,42	8,75	5,95	3,26
a*	Табл. V.6	159°10'	337°40'	271°20'	338°
tg = kt	Формула (V.87)	0,675	1,35	2,025	2,70
	—	34°	53°30'	63°40'	69°40'
ал — фл	——	125°10'	284°10'	207°40'	268°20'
ak — ^k k	—	—125°10'	—142°5'	—69° 13'	—67°5'

На рис. V.28 нанесены гармоники и результирующая кривая враща-
ющего момента. Колебание вращающего момента оказалось равным
Y = 25,8%, следовательно, пульсация тока

л-1»1=cos ”=25-8 S- °-87=•

Рис. V.28. Кривая колебаний вращающего момента асинхронного электро-
двигателя при 7 = 35,6 т-м2:

1—4 — гармоники первого — четвертого порядков; —результирующая кривая

Близкое совпадение величины пульсации тока с результатом, получен-
ным для синхронного двигателя, является случайным и объясняется малой
величиной амплитуды первой гармоники.
Степень неравномерности вращения. По уравнению (V.113) для асин-
хронного двигателя

С	У Мер Л л QKQ 160 000	1

6 ~ Too"	~ °.02-°,258 175800 — -2J3-*

Полученный результат сопоставим со степенью неравномерности враще-
ния, определенной по результирующей площадке диаграммы противодей-
ствующего момента. Как показывает векторная диаграмма (рис. V.25),
результирующая избыточная площадка = 17,7 сл2. Учитывая мас-
штабы моментов (тм =25 000 ———и углов (т9 = 0,0873 —>

\ м	см чертежа/ J \ ф ’ см чертежа/ 1

вычисляем масштаб площадей

= 25 000-0,0873 = 2180 , **------

пл м ф	’	см2 чертежа

и находим работу, соответствующую избыточной площадке /рез:

L = fpe/nnjl — 17,7-2180 = 38600 дж.

При этом степень неравномерности вращения 6', определяемая по
формуле (V.74),

А, _ L _	38 600	_ 1

0 “ 407п2 ~ 40 -35 600- 2,042 ~ 153 ’

т. е. по сопоставлению со значением 6 погрешность весьма значительна.
Близкое совпадение со значением 6 при приводе от синхронного двигателя
не является закономерным.
Глава IfI ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ В КЛАПАНАХ
VI И ГАЗОВОЙ КОММУНИКАЦИИ

1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ

В автомодельной зоне турбулентного течения, где потери давления
изменяются пропорционально квадрату скорости потока, сопротивление
узлов газового тракта зависит только от геометрии каналов узла, включая
микрогеометрию, т. е. шероховатость стенок, и от формы примыкающих
узлов, определяющих условия входа и выхода газа. При этом величину
сопротивления узла можно выразить численно, независимо от скорости,
удельного веса и физических свойств протекающего газа. Зная зависимость
между величиной сопротивления и размерами узла, можно выбрать их
так, чтобы потери давления в узле находились в допустимых пределах.

Величина потери давления Др (я/ж2), возникающей в клапане или
в другом дросселирующем узле при течении несжимаемой жидкости, нахо-
дится в зависимости от расхода V

Ар=?4р=^р’	<VI1>

где V — объемный расход, м3/сек\ f — площадь прохода в некотором сече-
нии дросселирующего узла, выбранном в качестве определяющего, м2;
С — коэффициент сопротивления, отнесенный к определяющему сечению;
р — плотность протекающей жидкости, кг/м?\ с — скорость протекающей
жидкости, м/сек.

Обозначим

где а — коэффициент расхода.

Тогда из формулы (VI. 1)

V = a//2-^.	(VI.2)

Влияние узла на потерю давления, как видно из формулы (VI. 1),
г

полностью определяется отношением Обозначая его через Q, получим

q = _L = _*

Р (afP

(VI.3)

Величина й (1Ли4) представляет собой гидравлическое
сопротивление узла.

В свою очередь, из уравнения (VI.2) видно, что при заданных Др и р
расход газа пропорционален произведению а/, которое обозначим Ф:

Ф = а/ =

(VI.4)
Величина Ф (м2) определяет пропускную способность узла и названа
его эквивалентной площадью. Она не зависит от выбора
определяющего сечения, к которому отнесены коэффициенты а и £. При
определении для клапана компрессора совершенно безразлично, получена
ли она как произведение коэффициента щели на площадь щели
или как произведение ас на fc для седла, так как

<W«< = acfc = Ф.	(VI. 4')

Для нормального сужающегося сопла £ = 1 и а = 1. Следовательно,
Ф можно представить, как площадь в минимальном сечении нормального
сопла, гидравлическое сопротивление которого равно сопротивлению
рассматриваемого узла.

В практике проектирования выбор размера узла газового тракта
принято производить по допустимой скорости газа в некотором его сече-
нии. Но если проходные сечения в различных участках узла не одинаковы,
то для достижения малых потерь давления недостаточно указать допусти-
мую скорость газа в каком-либо одном сечении. Так, при проектировании
клапана недостаточно обеспечить умеренную скорость в его щели, так
как завышенной может оказаться скорость в седле или в ограничителе
подъема, и потеря давления в клапане будет высокой. Причиной повышен-
ной потери давления могут быть также местные завихрения или сужения
потока. Но все эти обстоятельства полностью принимаются в расчет, если
при выборе узла регламентировать величину скорости газа сф,
отнесенной к эквивалентной площади Ф. Вводя в формулу (VI. 1) величину

V V V
сч>~ ф — а[ ~ f

получим

Л СФ

Л? = ~2 Р-

Отсюда видно, что при постоянстве р потеря давления полностью опреде-
ляется скоростью сф.

Из сопоставления формул (VI.3) и (VI.4) видно, что гидравлическое
сопротивление Й и эквивалентная площадь Ф находятся в зависимости

Ф=Ж-	<VL5)

Коэффициенты £ и а не постоянны. Значения их зависят от отношения
скорости в узле к внешним скоростям до и после узла. Если перед узлом
и после него находятся полости неограниченно больших размеров, так
что скорости газа в них равны нулю, то для такого условия, которое будем
рассматривать как номинальное, величина £ максимальна, а а минимальна.
В этом случае Й или Ф однозначно определяют гидравлические параметры
узла, выражая номинальную величину его гидравлического сопротивления
или эквивалентной площади. В клапане компрессора вследствие ограни-
ченности размеров полостей до и после него и значительности в них ско-
ростей газа величина Ф возрастает, но не более чем. на 3%, а й соответ-
ственно снижается, но не более чем на 6% против номинальных значений.
В других узлах газового тракта изменение может быть значительно боль-
шим. Поэтому для них действительные Ф и й следует определять с учетом
влияния примыкающих узлов.

Потеря давления в узле бывает настолько велика, что приходится
учитывать расширение протекающего газа. Если рассматривать газ как
сжимаемую жидкость, то объемный расход V (м3/сек) и потеря давления
Др (н/м2) связаны зависимостью

У = ера<2-^-,	(VI.6)

где р — плотность газа по состоянию перед узлом, кг/м3.

Выражение (VI.6) отличается от аналогичного (VI.2) для несжимае-
мой жидкости наличием коэффициента расширения ер в качестве поправоч-
ного множителя, который всегда меньше единицы. Величина ер зависит
от относительной потери давления в узле, от показателя адиабаты проте-
кающего газа и от геометрической формы каналов узла, которая опреде-
ляет, будет ли протекать газ без отрыва или с отрывом от стенок каналов.
Значения &р в первом случае близки к их величинам для сужающихся со-
пел нормальных дроссельных приборов, где поток газа также направляется
стенками, а во втором случае близки к величинам гр для нормальных
диафрагм, для которых разность (1 — 8Р) при равных условиях прибли-
зительно в два раза меньше, чем для сопел.

Эксперименты, проведенные автором над клапанами различных типов,
показали, что у большинства из них величины гр равны коэффициентам
расширения для нормальных диафрагм с малой величиной относительной
площади проходного сечения т, ограниченной условием

/ Я \2
т =	<0,25,

где d — диаметр отверстия диафрагмы; D — диаметр трубы.

При двухатомных газах (k = 1,4) величина ър определяется следующей
формулой, справедливой как для клапана, так и для диафрагмы:

ер — 1—0,3 Р1~р2 ,	(VI.7)

где pt и р2 — давления до и после клапана.

Форма и сочетание форм узлов газового тракта во многих случаях на-
столько сложны и своеобразны, что определение их сопротивления воз-
можно лишь экспериментально — путем продувки уздюв или их моделей
в стационарном воздушном потоке. Если расход воздуха и потеря давле-
ния известны, задача сводится к определению Q из формул (VI.3) и (VI.6).
Если же расход не известен, то величину сопротивления проще всего найти
сопоставлением потерь давления в исследуемом узле и в эталонном сопро-
тивлении, включенных последовательно в схему продувки. Эталонным
сопротивлением служит дроссельный прибор в виде нормального сопла
или диафрагмы, для которых известны проходное сечение коэффициент
расхода а0 и коэффициент расширения ер0 [102]. Из равенства весовых рас-
ходов газа через дроссельный прибор и узел имеем

epoaofo V АРоРо = ерф У Арр.

Величины с индексом «0» относятся здесь к дроссельному прибору,
а без индекса — к исследуемому узлу коммуникации. Величина Ф выра-
жает эквивалентную площадь узла, определяемую в результате продувки.

При равенстве температур перед дроссельным прибором и исследуемым
узлом коммуникации

р

Р = *Г

Произведя подстановку и учитывая зависимость Q = находим

Q= (—(VI.8)

\ a-ofo Чро / &РоРо
Величина гр при относительно небольших потерях давления в узлах
коммуникации близка единице, и в общем случае находится в интервале
значений ър* для сопла и гр* для диафрагмы. В большинстве узлов потери
малы и 1. Поэтому определение сопротивления этих узлов можно
производить вместо продувки воздухом проливом водой.

При исследованиях на модели сопротивление узла определяется по
формуле

□ =	(VI.9)

где т1 — масштабный множитель, представляющий отношение размеров
модели к размерам натуры; — сопротивление модели, 1 Ли4.

В конструкции моделей нужно предусматривать не только подобие
формы каналов узла, но и подобие формы каналов сопряженных узлов
на входе и выходе.

При продувке или проливе элементов коммуникации в натуре или
на моделях замер давления следует производить зондами с входным отвер-
стием, расположенным против набегающего потока, что необходимо для
учета полного (статического и динамического) напора. Замеры производят
в ряде точек по сечению и их результаты осредняют.

Потери энергии в сопротивлениях газового тракта слагаются из дрос-
сельных потерь в клапанах и в коммуникации. Первые относятся к наибо-
лее значительным в поршневом компрессоре. Они часто больше, чем сумма
всех остальных потерь, и достигают 20—25% энергии, затрачиваемой на
его привод. Такое положение явилось в значительной мере результатом
отсутствия рационального и нетрудоемкого метода расчета размеров
клапанов и возникающих в них потерь давления. Необходимость в таком
методе трудно переоценить, так как суммарные потери в клапанах поршне-
вых компрессоров, действующих в народном хозяйстве Советского Союза,
составляют многие сотни тысяч киловатт.

Метод расчета потерь энергии в клапанах, изложенный ниже, был пред-
ложен автором в 1952 г. Здесь он приводится с дополнениями, основанными
на более поздних исследованиях. Расчет потерь энергии в межступенчатой
коммуникации является приложением того же метода к другим сопротивле-
ниям в газовом тракте компрессора.

2.	ДРОССЕЛЬНЫЕ ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ
В КЛАПАНАХ

КОЭФФИЦИЕНТЫ РАСХОДА

Величинами, определяющими эквивалентную площадь клапана,
являются проходное сечение/^ в щели клапана и коэффициент расхода ащ.
Общим для распространенных разновидностей клапанов — кольцевых,
дисковых, полосовых и тарельчатых — является расположение их запор-
ных органов (пластин) в плоскости, перпендикулярной направлению набе-
гающего потока (рис. VI. 1, а). При этом в каналах клапана происходит
двукратный поворот струй газа, что снижает величину Этот недоста-
ток устранен в новых клапанах, названных прямоточными, отличительная
особенность которых состоит в расположении пластин и каналов клапана
в плоскостях, параллельных направлению набегающего потока
(рис. VI. 1, б). Другое преимущество прямоточных клапанов, также выте-
кающее из расположения пластин, заключается в возможности значи-
тельно увеличить проходное сечение каналов клапана, так как пластины
в нем почти не стесняют прохода газа.
Для кольцевых и дисковых клапанов величина находится в зависи-
мости от отношения -у (Л — высота подъема пластины и Ь — ширина
прохода в седле). Зависимость представлена кривой на рис. VI.2. Как
видно из графика, с увеличением подъема пластины коэффициент расхода
снижается Ч

Рис. VI. 1. Схемы клапанов с различным расположением пластин:
а — в плоскости, перпендикулярной направлению потока газа; б — в
плоскостях, параллельных направлению потока (прямоточный клапан)

Для самопружинящих полосовых клапанов, у которых высота подъема
пластин переменна, значения могут быть также приближенно найдены
по тому же графику, но с заменой -у приведенной величиной

(2L\

\ b / прив 2fc 9

где fui и fc — площади проходного сечения щели и седла клапана.

Рис. VI.2. Коэффициент расхода	для кольцевых и дис-

ковых клапанов

Коэффициент расхода ащ для прямоточных клапанов, отнесенный
к площади прохода в щели у свободной кромки пластины, изменяется

1	Определение коэффициента расхода было произведено на продувочной камере
с весами (см. рис. VI. 14). Положение пластин клапана изменялось с расходом воздуха при
постоянной нагрузке на весах. Расход воздуха измерялся диафрагмой перед камерой,
а высота подъема пластин — мерительным индикатором.
в пределах от 0,91 до 0,76 соответственно отношению f^/fc в пределах 0,4—
1,0, где и fc — площади проходного сечения клапана соответственно
в щели над кромкой пластины и на входе в седло. Устройство выходных
диффузоров увеличивает коэффициент расхода, причем при f^/fc = 0,78
получено ащ = 0,98. Для одиночной щели (однопластинчатый клапан)
значения ниже указанных.

ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫЕ УРАВНЕНИЯ

ПОТЕРИ ДАВЛЕНИЯ В КЛАПАНАХ

Задача определения потери давления решается различным образом
для всасывающего и нагнетательного клапанов. Это обусловлено тем, что
в процессе всасывания количество газа в цилиндре увеличивается, а в про-
цессе нагнетания — уменьшается, что приводит к различным термоди-
намическим зависимостям.

Для упрощения задачи допускаем, что на входе в цилиндр и на выходе
из него находятся неограниченно большие емкости, причем давления в них
постоянны и соответственно равны номинальным давлениям всасыва-
ния рвс и нагнетания рн. Энергию движения газа, перемещаемого поршнем
в цилиндре, не учитываем. Газ рассматриваем как идеальный, и теплообмен
со стенками цилиндра при всасывании и нагнетании не принимаем во вни-
мание.

Во время всасывания переменное по ходу поршня давление р в ци-
линдре вследствие потери давления в клапане ниже номинального давле-
ния рвс. Относительная потеря давления всасывания, которую обозначим
через ивс, равна

Нвс=Р*рР_.	(VI.10)

Рвс

При отсутствии теплообмена приращение внутренней энергии газа
в цилиндре находится как разность энтальпии поступающего газа и ра-
боты, производимой газом при движении поршня,

cvd (тТ) = сРТвс dm — р dV,	(VI .11)

где cv и ср — теплоемкости газа при постоянных объеме и давлении,
дж!(кг • град); m— переменная масса газа в цилиндре, кг; Т и Твс —
абсолютные температуры газа в цилиндре и перед всасывающим клапаном,
°К; V — переменный объем цилиндра, м3.

Принимая во внимание соотношение

где R — газовая постоянная, дж!(кг-град), имеем

(р dV + Vdp) = срТвсdm—р dV.

Отсюда

V dp + (cv + R) р dV = срТвс dm,
или

Vdp 4- -^-pdV = cpTecdm.
Определив из выражения (VI. 10), что переменное давление р = (1—
— Х’вс) Рвс> a dp — —Рвс Лнвс> и произведя подстановку, находим

где k = — — показатель адиабаты.

S'

Величина dm, отнесенная ко времени dt, выражает мгновенный массо-
вый расход газа т (ка/сек), поступающего через клапан. Следовательно,

SZ 	_____Рвс Г____V . dxec । /,  ч dV "I

т~ dt ~ RTec L	k dt	‘°’ dt J*

Объем V равен

V — Frf(<f),	(VI.12)

где F — рабочая площадь поршня, м2; г — радиус кривошипа, л<;/(ф) —
безразмерная функция, представляющая переменный объем цилиндра,
отнесенный к произведению радиуса кривошипа на площадь поршня и вы-
раженный в зависимости от угла поворота кривошипа ф.

Согласно уравнению (V.1), но с учетом мертвого пространства
Ч	i

/ (<р) = 2а + 1 + -j- — cos <р-j-cos 2ф,

где а — относительное мертвое пространство; 1 = -у — отношение ра-
диуса кривошипа к длине шатуна.

Пользуясь подстановкой dt =	(<р — угол поворота кривошипа,

рад; <о — угловая скорость, рад! сек) и выражая объем V по (VI.12),
получаем следующую зависимость для величины мгновенного массового
расхода

«=(1 “ г (ф)] • (VL13)

Здесь

%
f (ф) = sin ф 4- -у sin 2ф.

С другой стороны мгновенный массовый расход т через клапаны опре-
деляется общей формулой истечения газа

т = <№> У 2рх (р, — р2),	(VI. 14)

где ап — коэффициент расхода, отнесенный к щели клапана; ер. к— коэф-
фициент расширения газа, протекающего через клапан; г — число кла-
панов, действующих совместно; — площадь прохода в щели клапана,
л«2; рх — плотность газа по состоянию перед клапаном, кг/м9; рх и р2 —
давление газа до и после клапана, н/м2.

Для всасывающего клапана рх = рвс, Рг = р и рх — рвс. Учитывая
зависимости (VI.7) и (VI. 10), приводим формулу (VI.14) к виду

т = <х,щ (1	0,3xec) zfm%ec V*" ^рвсРвс-	(VI. 15)

Приравнивая правые части выражений (VI.13) и (VI. 15), получаем

d*ec _ _	(1 ~ °’3хвс) явс	У ^Тес I £ /1  „ \ f (ф) /ут

d<f	Fr<S>f(<f)	-T«U *вс)  (VI.10)
Для дальнейших преобразований воспользуемся выражением (VI.4')
и заменим произведение эквивалентной площадью клапана (а^ = Ф)
и введем понятие об условной скорости и о критерии скорости потока.

Условная скорость газа в клапане скл (м/сек)
представляет среднюю скорость газа, отнесенную к общей эквивалентной
площади <гФ всех клапанов, действующих совместно,

скл == Сср^ф >	(VI. 17)

где сср = 2Sn =	— средняя скорость поршня, м/сек\ S = 2г —

ход поршня, м; п — частота вращения, сек"1; F — площадь поршня, м2.

Критерий скорости потока М является безразмер-
ным параметром и находится как отношениех

М =	(VI.18)

С Зв

где с36 — скорость звука в газе, м/сек,
сзв=УШ,	(VI.19)

Т — температура газа, °К.

В развернутом виде

М =------2Fr&r__.	(VI. 20)

Для всасывающего клапана Т = Твс и М = Мвс. Заменяя в зависи-
мости (VI. 16) комплекс величин значением Мвс, получаем дифференциаль-
ное уравнение, содержащее одни лишь безразмерные величины и опреде-
ляющее относительную потерю давления во всасывающем клапане

Задача о потере давления в нагнетательном клапане решается более
просто, так как нагнетание не сопровождается поступлением газа и вслед-
ствие этого температура Т и давление р газа в цилиндре определяются
условием адиабатического сжатия.

Переменное давление р выше номинального давления нагнетания рн
на величину потери давления в нагнетательном клапане, причем относи-
тельная величина этой потери

(VI.22)

Рн

Масса газа m (кг), заключенного в цилиндре в любой момент нагнета-
ния, равна

m = pV,	(VI.23)

где р — плотность газа в цилиндре, кг/м3, которая зависит от плотности
газа ря за нагнетательным клапаном

1 Следует заметить, что введенный здесь критерий скорости потока не равен числу

Маха. Значение М в формуле (VI. 18) вычисляется по условной скорости газа скл, а в числе

Маха — по истинной скорости с.
Учитывая выражение (VI. 12), определяющее переменный объем V,
получаем

1

т= p„Fr(l + хн)* /(ср).	(VI.25)

В процессе нагнетания мгновенный массовый расход газа через нагне-
тательный клапан т (кг/сек) выражается производной массы газа в ци-
линдре по времени t, взятой с обратным знаком

— dm	(о dm

т =--------7Т- =---j— =

dt	dqp

_1___1 _£

= -	1,-Цг- (! + «„)*	+ (1 + х„)k Г (<₽)

(VI.26)

Но по условиям истечения тот же расход пг выражается форму-
лой (VI.14). Принимая во внимание зависимости (VI.7) и (VI.22) и учиты-
вая, что при нагнетании рх = р, рх = р, р2 = рн и что величина р опре-
деляется из (VI.24), находим

m % (1 -0.3	?/„(! + х,) «V Г2р.р..

(VI. 27)

Совместное решение уравнений (VI.26) и (VI.27) дает
2fe—1

d<p	Fr<s>f (<p)

+ (V1-28)

Для приведения последней зависимости к безразмерному виду вводим
критерий скорости потока для нагнетания Мн = имея в виду,
что в выражения сзв по формуле (VI. 19) или М по формуле (VI.20)
в качестве температуры Т входит номинальная температура нагнетаемого
газа Тн.

Дифференциальное уравнение, полученное после подстановки и преоб-
разований, определяет относительную потерю давления в нагнетательном
клапане х:

___	2fe—l

________  	Л  л о х« \ /1 I „ \ 2Л А,0,5  Ь _L V \ f W
dtp ~ лЛШФ) \	1 + %н ) V* 1 + «7	«	+ х«) 7(<р) •

(VI.29)

В безразмерные уравнения (VI.21) и (VI.29) входят только три неза-
висимых переменных: ф, и и 7И. Для полностью открытого клапана
М = const, и общее решение этих уравнений может быть выражено семей-
ством кривых и представлено в виде безразмерных диаграмм.

dx

1 Уравнения, определяющие для всасывания и нагнетания, были впервые выве-
дены акад. Н. А. Доллежалем, но представлены не в критериальном виде, а в зависимости
от нескольких размерных величин.
БЕЗРАЗМЕРНЫЕ ДИАГРАММЫ ПОТЕРИ ДАВЛЕНИЯ
В ОТКРЫТОМ КЛАПАНЕ

На рис. VI.4 приведены безразмерные диаграммы, представляющие
решение уравнений (VI.21) и (VI.29) и выражающие относительную потерю
давления во всасывающем и в нагнетательном клапанах полости цилиндра
со стороны крышки.

Кривые, построенные для ряда значений критерия скорости потока Л4,
представляют на этих диаграммах изменение х в зависимости от угла пово-
рота кривошипа ф.

Рис. VI.3. Безразмерная диаграмма потери давления по ходу поршня в открытом
клапане (214=^0,1). Сплошные линии—для полости цилиндра со стороны крышки,
штриховые — со стороны вала

Согласно выражениям (VI. 10) и (VI.22), определяющим х^ и хк, знак
относительной потери давления в уравнениях (VI.21) и (VI.29) положите-
лен, но для удобства сопоставления с потерями давления в индикаторной
диаграмме величина квс отложена вниз, а хн вверх от горизонтальной оси.
Диаграммы построены для двухатомных газов (k = 1,4), причем принятоf
а — 0,1 и X — --Л-.

’	4,5

На диаграммах (рис. VI.3 и VI.5) потери давления представлены в за-
висимости от хода поршня S. Диаграммы для всасывания и нагнетания
на них совмещены.

На диаграммах (рис. VI.4 и VI.5) основная сетка кривых (сплошные
линии) выражает потерю давления в клапане, открывающемся в мертвой
точке при исходном значении х = 0. Кривые для всасывания при малых
значениях М, а для нагнетания и при больших показывают, что с приходом
поршня в мертвую точку потеря давления в полностью открытом клапане
снижается до нуля. Но во всасывающем клапане при значениях М > 0,3
снижение потери до нуля запаздывает и происходит позже прихода
поршня в мертвую точку. Кривые основной сетки, определяющие потерю
давления при всасывании и нагнетании, построены раздельно в пред-
положении, что открытие клапанов происходит в мертвых точках. Эти
кривые продолжением друг друга не служат.

Кроме основной сетки, на рис. VI.4 и VI.5 йаходятся кривые, нанесен-
ные штриховыми линиями, которые относятся к случаям, когда клапан
открывается не в мертвой точке, а позже (на драграммах'— при 30, 50,
70 и 90°) и при начальных потерях давления х = 0; 0,1 и 0,2. Штриховые
кривые асимптотически приближаются к сплошным кривым, причем
в наиболее интересной для практики области малых значений М <0,25
особенно быстро. Поэтому основной сеткой кривых можно пользоваться
для получения значений х и в случае, если клапан открывается не в мерт-
вой точке, а позже, притом при некоторой начальной разности давлений.

На форме кривых потери давления сказывается влияние конечной
длины шатуна. При шатуне бесконечной длины кривые для полостей ци-

Рис. VI.4. Безразмерная диаграмма потери давления по углу <р в открытом
линдра со стороны крышки и вала были бы симметричны друг другу.
Но и в этом случае вследствие сжимаемости газа каждая из них оказалась
бы все же не симметричной относительно среднего положения поршня.
Значения X, учитывающие конечность шатуна, у различных компрессоров
обычно находятся в пределах 1/4—1/5. Но в этом диапазоне изменение X,
как видно из рис. VI.6, мало отражается на значениях х. Поэтому при
любых значениях А, расчет потерь можно производить, пользуясь безраз-
мерными диаграммами, построенными для Л = 1/4,5.

клапане для полости цилиндра со стороны крышки: а — всасывание; б — нагнетание
Рис. VI.5. Безразмерная диаграмма потери давления
а — для полости цилиндра со стороны крышки;

Безразмерные диаграммы потери давления универсальны — одинаково
применимы для любых клапанов, независимо от их конструкции.

Расчетные кривые потери давления проверены экспериментально путем
индицирования цилиндра компрессора. Индицирование производилось
при снятой крышке цилиндра, а клапаны были заменены тонкой дрос-
сельной диафрагмой с прямоугольными кромками, при которых потеря
давления не зависит от направления потока. Диафрагма была установлена
с соблюдением мертвого пространства а = 0,1. Всасывание производи-
лось непосредственно из атмосферы, а нагнетание — в атмосферу. Замена
клапанов диафрагмой, допустимая поскольку значения коэффициента
расширения для клапана и диафрагмы практически одинаковы, исклю-
чила погрешность, которая возникла бы при тарировке сопротивления
клапана по другому дроссельному прибору. Индицирование производи-
лось посредством циклографа [101] — прибора, записывающего кривую
давления по углу поворота вала в виде контура штрихового поля. Раз-
меры отверстия сменных диафрагм соответствовали ряду значений крите-
рия скорости потока в пределах М = 0,1-=—0,5. Расчетные и эксперимен-
тальные кривые потери давления для различных М при всасывании и на-
t)

по ходу поршня в открытом клапане (М 0,12):
б — для полости цилиндра со стороны вала

гнетании сопоставлены на рис. VI.7. Первые показаны сплошными
линиями, а вторые в виде контура штрихового поля. Как видно из сопо-
ставления, совпадение кривых почти полное.

БЕЗРАЗМЕРНАЯ ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ РАБОТА
ВСАСЫВАНИЯ И НАГНЕТАНИЯ

Работа, затрачиваемая на преодоление сопротивления клапана, откры-
вающегося своевременно, мгновенно и полностью, выражается в индика-
торной диаграмме площадями abnea всасывающего клапана и
ABNEA — для нагнетательного (рис. VI.8) или, приближенно, пло-
щадями атпеа и AMNEA, выражающими теоретическую работу.

Отношение теоретической работы, затрачиваемой в клапане, к произве-
дению pVh (р — номинальное давление протекающего газа, a Vh — рабо-
чий объем цилиндра) представляет безразмерную теорети-
ческую потерю работы, обозначаемую для всасывающего
клапана — 1вс и для нагнетательного клапана — iH.
a)

Рис. VI.6. Безраз-
мерная потеря дав-
ления в открытом
нагнетательном (а)
и всасывающем (б)
клапанах полости
цилиндра со сто-
роны крышки при
различных X (М =
= 0,2)

140 160 180 200 220 240 260 280 300 320 340 360 20 40 60 80 100 120 а°

Рис. VI.7. Сопоставление расчетных и действительных потерь давления
Значения iec и iH выражают площадь безразмерной диаграммы
рис. VI.4 или рис. VI.5 как площадь, ограниченную кривой М на
участке всасывания или нагнетания, на котором открыт соответствующий
клапан.

Относительная часть хода поршня S, приходящаяся на участки вса-
сывания и нагнетания, или, более точно, на участки от начала открывания

клапана до прихода поршня в мертвую точку, если газ рассматривается
как идеальный, равна:

для всасывания	с

sic = -%- = 1-а(еп — 1); (VI.30)
О

для нагнетания

S/4 = ^L= l±o.a (VI.31)

Здесь sec и sfi — часть хода поршня, на протя-
жении которой происходит соответственно вса-
П„

сывание и нагнетание; 8 = ——отношение
Рвс

номинальных давлений; п — показатель по-
литропы конечных параметров процесса рас-
ширения; пс — показатель политропы ко-
нечных параметров процесса сжатия (часто
принимаемый равным показателю адиабаты);

vh

Рис. VI.8. Работа, теряемая
вследствие сопротивления всасы-
вающего и нагнетательного кла-
панов

а — относительное мертвое пространство.

Значения sec и sH по уравнениям (VI.30) и (VI.31) могут также быть
определены по номограмме (рис. VI.9).

Для реального газа при значительных отклонениях сжимаемости
(| <0,9 или | > 1,1) расчет следует вести по формулам:
для всасывания	/

/ 1 \

sec= 1	- 1 ;	(VI.32)

\ ён	/

для нагнетания

(VI.33)

Здесь %вс и — коэффициенты сжимаемости газа при температурах
и давлениях всасывания и нагнетания. Для ступеней высокого давления
и пс k (k — показатель адиабаты для идеального газа).

Для реального газа критерий скорости потока М следует вычислять,
учитывая влияние отклонения сжимаемости на скорость звука х

сзв = У&ДТ,

(VI.34)

где | и Т — коэффициент сжимаемости и температура газа, которые
соответствуют условиям всасывания или нагнетания.

Графики, приведенные на рис. VI. 10 и VI. 11, определяют iec и iH при
различных М в зависимости от относительной части хода поршня sec
и sH, на которой протекает процесс всасывания или нагнетания.

1 См. примечение к стр. 223.
ьо

ОО

Рис. VI.9. Определение относительной величины участков всасывания sec и нагнетания по ходу поршня и углов поворота вала за
время всасывания ср*? и нагнетания в зависимости от е, п и а

Для расчета

Для расчета sH
to

Рис. VI. 10. Безразмерная диаграмма теоретической работы, теряемой во всасывающем клапане:
------------------для полости цилиндра со стороны крышки; — —-----со стороны вала
18

Рис. VI. 11. Безразмерная диаграмма теоретической работы, теряемой в нагнетательном клапане:

— со стороны вала

— для полости цилиндра со стороны крышки;
Если скорости газа в клапане и, следовательно, значения М малы, то
потери давления х не велики. В этом случае величины tee и 1Н легко опре-
деляются аналитически.4

При вычислении 1ес и iH исходными служат уравнения

1

*вс= f xscds;	(VI.35)

'sec

1

iH — j	(VI.36)

1“SH

При малых скоростях газа потеря давления Др (н/м2) выражается
формулой

с2

Л ~ КЛ Л

АР= — р>

где скл — мгновенная скорость газа в клапане, определяемая по эквива-
лентной площади, м/сек.

При этом относительная потеря давления

__ Ар _ ^4 е Р _ С1сл __ скл _ _k ( Скл \2
р 2 * р 2pv 2RT 2 \ Сзв ) •

Мгновенная скорость скл находится из соотношения

• ___ с

Скл — СКл ~	,

Сср

где скл — условная средняя скорость в клапане, определяемая по его
эквивалентной площади и средней скорости поршня, м/сек\ с и сср — мгно-
венная и средняя скорости поршня, м/сек.

Имея в виду, что

с = гео (sin ф + sin 2ф^

и

2
ссп = 23п = — гео,
ср	л *

находим

x = -^-(sin(₽ + -rsin2(i>)2 (-^)2 =

= (sinq> + 4 sin2<p)2 Ма.	(VI.37)

Выражение (VI.37) справедливо как для всасывающего, так и для нагне-
тательного клапана, но при условии подстановки в качестве М. в первом
случае Мвс, а во втором Мн.

Перемещение поршня, выраженное в долях хода, находится из фор-
мулы (V.I)

s = y (1 + -j- — cos <р — -j- cos 2<р) ,

откуда

ds = -i- f sin ф -f- sin 2ф) йф.
Подставляя полученные выражения для и и ds в уравнения (VI.35)
и (VI.36), получаем следующие выражения величины i для всасывания
и нагнетания:

при движении поршня на пути к валу

i = -^~ Л42 | (sin ф + sin2cp^ Лр;	(VI.38)

<Р1

при движении поршня на пути от вала

/ —др j (sin ф _^Sjn 2<р) dcp,	(VI.38')

Ф1

где ф1 — угол, при котором открывается клапан. В формуле (VI.38)
О фх	л; в формуле (VI.38') л фг	2л.

Формула (VI.38) относится ко всасыванию в полость цилиндра, распо-
ложенную со стороны крышки, и к нагнетанию из полости со стороны
вала, формула (VI.38') — ко всасыванию и нагнетанию соответственно
из противоположных полостей.

Для клапана, открытого на протяжении всего хода поршня (фх == 0),
формула (VI.38) приводится к виду

*=“тг м2 J (sin ф + ~rsin2ф) d(p = тг м2 (т у^2) •
о

(VI.39)

К тому же виду приводится и формула (VI.38').

Выражение i по формуле (VI.39) может служить для вычисления потери
энергии при регулировании производительности распространенными спо-
собами — отжимом всасывающего клапана или открытием специального
клапана, когда рабочая полость цилиндра на протяжении цескольких обо-
ротов вала остается сообщенной с полостью всасывания.

Для частных значений % из выражения (VI.39) имеем

%	1/4	1/4,5	1/5

i 0,8533 kM2 0,8456 kM2 0,8410 kM2

или при двухатомном газе (k = 1,4) соответственно

i 1,195/И2	1,184М2	1,177/И2

Кривые потери давления, построенные по аналитическим формулам при
М <0,2, близко совпадают с кривыми на безразмерных диаграммах.
Однако с увеличением М сильнее проявляется влияние сжимаемости газа
и расхождение кривых становится значительным (рис. VI.12). Максималь-
ная погрешность в значениях г, вычисленных по формулам (VI.38)
и (VI.38'), при М = 0,2 не превышает 15%.

Аналитические выражения (VI.37) — (VI.39) удобны для расчетов при
малых потерях давления. Они интересны и тем, что определяют зависи-
мость и и i от ряда обстоятельств.

1.	Потери давления х или работы /, как видно из формул (VI.37)
и (VI.38), пропорциональны значению показателя адиабаты k. Но без-
размерные диаграммы построены только для двухатомных газов (k = 1,4).
Поэтому для газов с показателем адиабаты k' =£1,4 расчет потерь энергии
222
в клапанах нужно вести по приведенным значениям i'ec и tH определяемым,

пересчетом:

•' — k' .

I вс 14 tec*

1н ~~ 14

(VI.40)

где iec и iH — значения безразмерной работы, которые находятся по
графикам рис. VI. 10 и VI.11. Изменения k у реальных газов не следует
учитывать Ч

2.	Величины х и i, как видно из тех же формул, пропорциональны М1 2.
Потери давления и работы согласно безразмерным диаграммам, построен-

Рис. VI. 12. Сопоставление потерь давления при течении сжимаемой и несжимаемой жидкости

ным, как известно, с учетом сжимаемости газов в широком диапазоне значе-
ний 7И, следуют с достаточной точностью той же квадратичной зависимости.

Относительное мертвое пространство, принятое при построении без-
размерных диаграмм постоянным (а = 0,1), сказывается на значениях
потери давления х только при высоких Л1.

Лишь при весьма большом мертвом пространстве, близком к объему
рабочей полости цилиндра (что встречается при регулировании произво-
дительности присоединением дополнительных полостей), его влияние
на потерю давления может оказаться заметным и при умеренных М (см.
рис. VI.24).

Работа, затрачиваемая на проталкивание газа через клапаны, сильнее
зависит от объема мертвого пространства, чем потеря давления, так как
с увеличением мертвого пространства участки всасывания и нагнетания
становятся короче. Но при определении i это обстоятельство учитывается.

1 Действительная скорость звука в реальных газах выражается формулой (VI.34),
но с заменой k значением объемного показателя адиабаты kv. Учитывая последующий

перерасчет i по (VI.40) и отмеченную ниже зависимость i от Л42, вычисление критерия
скорости потока М можно произвести по формуле (VI.34) для условной скорости звука,
определяемой в зависимости от k. Таким образом исключается необходимость вычисления kv.
ВЛИЯНИЕ УСИЛИЯ ПРУЖИНЫ КЛАПАНА

Кривые потери давления в открытом клапане справедливы только

в том случае, если он открыт полностью, т. е. его пластина прижата к огра-
ничителю подъема. В клапане, открытом частично, пластина находится
под влиянием двух противоположных сил: пружины Рпр, закрывающей
клапан, и силы давления потока Q, стремящейся его открыть. В условиях
статического равновесия обе эти силы равны.

В клапане, открытом полностью, силе давления потока противодей-
ствуют пружина и реакция ограничителя подъема, к которому прижата

пластина.

Рис. VI. 13. Коэффициент давления
потока Рр для кольцевых клапанов
h
в зависимости от отношения —г-
b

вать коэффициентом дав

давления потока Q относим к площади
на fc непосредственно под пластиной и на-
ходят давление потока q (н/м1 2)

(VI.41)

Давление потока на пластину пред-
ставляет собой разность осредненных
давлений, действующих на противопо-
ложные стороны пластины. Сами же
давления переменны по ее площади и
изменяются в большей мере со стороны
набегающего потока, снижаясь по краям
пластины у кромок над щелью, где ско-
рость потока увеличивается.

Отношение давления потока q, дей-
ствующего на пластину, к потере дав-
ления в клапане Др услбвимся назы-
ения потока и обозначим через рр



(VI.42)

При полном геометрическом подобии сечения- каналов клапанов рр =
= idem. Для клапанов с пластинами, расположенными перпендикулярно
набегающему потоку, значения рр определяются упрощенной зависимостью
р₽=/(4-)’	(VL43>

где h — высота подъема пластины; b — ширина каналов в седле клапана.

Для кольцевых и дисковых клапанов такая зависимость выражена
кривой на рис. VI. 13, построенной по опытным данным автора. Кривая
получена продувкой трехкольцевого клапана в продувочной камере
с весами (рис. VI. 14), где давление потока на пластины клапана, уста-
новленного без пружин, уравновешивалось гиревой нагрузкой, а высота
подъема пластин определялась мерительным индикатором. Исследования
проводились при постоянных нагрузках, но с изменением количества
продуваемого воздуха, причем регистрировались высота подъема пластин
и потеря давления в клапане. Автоколебательное движение пластин, об-
наруженное при эксперименте, было устранено устройством гидравличе-
ского демпфера г.

1 Конструкция камеры, разработанная автором, позволяет определять давление по-
тока газа на все кольца клапана или на часть колец. На рис. VI. 14 в камере установлен
экспериментальный трехкольцевой клапан, средняя пластина которого связана с весами,

а остальные с регулировочным кольцом, изменяющим их подъем.
Рис. VI. 14. Продувочная камера с весами
Значения рр по рис. VI. 13 справедливы также для полосовых клапа-
нов, но при определении по приведенному отношению

(JL\ = fa
\ Ь ) прав 2fc г

где fщ и fc — площади проходного сечения в щели и седле клапана.

Величина рр для прямоточных клапанов с диффузором находится по
формуле

рр = 0,62 [ 1 - (-^-/] ,	(VI.44)

где и fc — площади проходного сечения клапана соответственно
в щели под кромкой пластины и на входе в седло.

Формула (VI.44) получена автором в результате продувки моделей
прямоточных клапанов с отношением fjfc в пределах от 0 до 0,8. При
определении рр для прямоточных клапанов, в отличие от принятого для
других, давление потока отнесено не к перекрываемой пластиной площади
прохода в седле клапана, а ко всей площади подвижной части пластины
и предполагается равномерно распределенным, хотя в действительности
диаграмма давления имеет форму наклонной кривой, резко снижающейся
у свободной кромки пластины.

Кольцевые, дисковые и тарельчатые клапаны чаще всего выполняют
с пружинами постоянной жесткости. Характеристика таких пружин
линейна. При установке пружину подвергают предварительному сжатию,
которое определяет силу пружины в закрытом клапане. Изменение силы
пружины при открытии клапана зависит от жесткости пружины и высоты
подъема пластины.

Кольцевые клапаны часто устраивают с винтовыми пружинами кольце-
вой формы, средний диаметр которых равен среднему диаметру пластин.
Вследствие большого диаметра витков характеристика таких пружин
весьма полога, а прогиб их при предварительном сжатии так велик, что
при открытии клапана сила пружины изменяется лишь незначительно.

Пружины переменной жесткости, имеющие криволинейную характе-
ристику, труднее изготовить и применяют их реже.

Под усилием пружины в клапане Впр понимают отношение силы пру-
жины Рпр к площади проходного сечения в седле Д:

Впр = -^-.	(VI.45)

Полосовые и прямоточные клапаны, выполненные без пружин, имеют
самопружинящие пластины. Величину их прогиба вычисляют по давле-
нию потока, которое рассматривается как равномерно распределенное.

Если клапан открывается настолько медленно, что силу инерции его
подвижных частей можно не учитывать, то любое положение пластины
в неполностью открытом клапане определяется условием равновесия q =
— Впр. Для этого случая можно изобразить кривую изменения эквива-
лентной площади клапана Фр в зависимости от возникающей в нем потери
давления Др. Функция \р = f (Фо) является статической
характеристикой клапана. Ее можно построить для
любого клапана путем расчета, если известны кривые изменения силы
пружины и коэффициенты рр и ащ, или экспериментально — по данным
продувки клапана при переменном расходе. Так построены характеристики
различных клапанов, показанные на рис. VI.15.

Статическая характеристика состоит из восходящего участка для
открывающегося клапана и горизонтального участка для клапана,
226
открытого полностью. После упора пластины в ограничитель подъема
усилие пружины перестает влиять на потерю давления в клапане, а повы-
шение потери давления уже не сопровождается увеличением эквивалент-
ной площади. Важную роль в расчете клапана играет точка перехода
восходящего участка характеристики в горизонтальный участок. Ее коор-
динаты определяют два параметра: эквивалентную площадь Ф полностью
открытого клапана и наименьшую разность давлений Др„. 0, нужную для
полного открытия клапана.

1 однокольцевого при Впр = 9500 н/м2 и h = 1,2 мм\ 2 — однокольцевого при
Впр — 9500 н/м2 и h— 2,45 мм; 5—однокольцевого при Вп? — 5480 м2 и ft=2,45 мм;

4 — полосового; 5 — прямоточного

На рис. VI. 16 показаны статические характеристики различных кла-
панов, построенные в относительных координатах Ф^Ф и Др/Др„. 0.

Точка начала горизонтального участка этих характеристик опреде-
ляется координатами Фв/Ф = 1 и Др/Др„.о = 1.

Характеристика 1 свойственна кольцевому клапану с кольцевой пру-
жиной малой жесткости. Сила такой пружины мало изменяется при откры-
тии клапана. Некоторое ее увеличение компенсируется, как показали
исследования, таким же увеличением коэффициента рр. Поэтому открытие
клапана начинается при разности давления Др = Др„. 0 и весь восходя-
щий участок характеристики имеет вид вертикальной прямой.

Характеристика 2 принадлежит многокольцевому клапану с различ-
ным усилием пружин, действующих на отдельные пластины. Подъем пла-
стин у такого клапана происходит разновременно, и его характеристика
имеет ступенчатый вид.
У кольцевого клапана с жесткой пружиной восходящий участок
располагается наклонно (характеристика 3); при изменении же силы пру-
жины от нуля начало характеристики совпадает с началом координат
(характеристика 4).

Восходящий участок статической характеристики 5, принадлежащей
полосовому беспружинному клапану, также имеет вид наклонной прямой,
но начальная точка его лежит выше нулевой линии и соответствует свобод-
ному подъему до начала прогиба пластины. Прямоточному клапану свой-
ственна характеристика 6. Она имеет вид кривой с подъемом первоначально
весьма крутым, но по мере открытия клапана постепенно уменьшающимся.
Уменьшение угла наклона кривой является следствием снижения коэффи-
циента ро, возникающим с увеличением открытия клапана.

Рис. VI. 16. Статические характеристики клапанов в относительных
координатах

Такого же вида криволинейные характеристики свойственны различ-
ным клапанам с пружинами, жесткость которых переменна — возрастает
с подъемом пластины.

Клапан тем экономичнее, чем больше его эквивалентная площадь
при малых разностях давлений. В этом отношении при равных значе-
ниях Дрп. 0 характеристика 1 наименее благоприятна, а характеристика 6
имеет преимущество перед остальными.

В любых клапанах работа, затрачиваемая на проталкивание газа через
клапан уменьшается при снижении &рп.о. Но величина Ьрп.о, непосред-
ственно связанная с силой пружины, определяет своевременность закры-
тия клапана и не должна быть ниже минимума, зависящего от массы по-
движных частей клапана, высоты подъема его пластины и условий работы
в компрессоре. Указания по выбору величины Др„. о> удовлетворяющей
этому требованию, приведены в разделе 2 гл. VII. Здесь же остановимся
на некоторых общих положениях, определяющих работу клапана и влия-
ющих на величину возникающих в нем потерь энергии.

Теоретически мыслим клапан с массой подвижных частей, равной нулю
(безынерционный) и с пружиной нулевой силы. Такой клапан, который
назовем идеальным, интересен тем, что открывается мгновенно и полностью
в тот момент, когда воспринимаемая им разность давлений переходит
через нуль и начинает возникать сила, направленная в сторону подъема
228
пластины. Закрывается он тоже мгновенно и полностью при нулевой раз-
ности давлений, как только закончилось течение газа в прямом направле-
нии и должно начаться в обратном.

Статическая характеристика идеального клапана не имеет участка
постепенного подъема. Она изображается горизонталью Ф = const или
в относительных координатах Фо/Ф = 1. Возникающая в нем потеря
давления выражается теоретической кривой для полностью открытого
клапана, которая начинается в точке, соответствующей моменту открытия.

В действительном клапане подвижные части обладают массой и для
своевременности его закрытия нужна пружина, тем более сильная, чем
массивнее эти части.

Открывание и закрывание действительного клапана происходит не
мгновенно. Время полного перемещения его пластины в долях времени
всего цикла действия увеличивается с массой подвижных частей и частотой
вращения вала компрессора, но уменьшается с увеличением давления про-
текающего газа и скорости газа в клапане.

Если пластина не очень массивна и пружина выбрана не чрезмерно
сильной, то клапан остается полностью открытым в течение большей части
периода всасывания или нагнетания. В этом случае усиленное дроссели-
рование газа, возникающее в клапане, когда он открыт частично, является
кратковременным и не вызывает значительного увеличения потери энер-
гии. Но если пружина настолько сильна, что клапан не полностью откры-
вается даже в точке, где скорость потока максимальна, потеря энергии
намного больше теоретической в открытом клапане.

Задачу о потере энергии в клапане с заданной массой подвижных частей
и силой пружины можно решить численным интегрированием, но это свя-
зано с большой расчетной работой и практически не выполнимо без при-
менения электронно-вычислительных машин. Здесь мы рассмотрим упро-
щенный способ вычисления потери энергии в действительном клапане,
обеспечивающий все же достаточную точность результатов.

Первоначально рассмотрим влияние силы пружины, полагая, что
масса подвижных частей равна нулю, а затем введем поправку, учитываю-
щую влияние массы подвижных частей.

Если при некотором положении поршня потеря давления в полностью
открытом клапане Др = хр (р — номинальное давление протекающего
газа; х — относительная потеря давления, которую нетрудно найти, рас-
полагая диаграммами рис. VI.4—VI.5), то в клапане, открытом частично,
она равна Др', причем Др' > Др, так как с уменьшением проходного сече-
ния увеличивается скорость потока.

Приближенно, пользуясь зависимостью для несжимаемой жидкости,
находим, что при сохранении мгновенных расходов газа, соответствующих
положению поршня, относительное увеличение потери давления в частично
открытом клапане обратно пропорционально квадрату полноты
открытия клапана, т. е. отношения Фщ/Ф,

•<-=(-£)’ <VI«>

где Ф и Ф„ — эквивалентные площади клапана, открытого полностью
и частично.

Зависимость (VI.46) можно представить в относительных координатах

Др'/Дрп.о _ / Ф у
Ьр/крп. О \ Фо )

и нанести на график рис. VI. 16 в виде сетки кривых, соответствующих
различным начальным значениям Др/ Дря. 0. Кривые показывают увеличение
потери давления при произвольном уменьшении полноты открытия
клапана. Но величина относительной потери давления Др'/Арп, 0, возни-
кающей в клапане с пружиной, определяется статической характеристикой
клапана. Следовательно, точки пересечения сетки кривых со статической
характеристикой определяют значения Др', соответствующие различным
потерям давления Др в полностью открытом клапане.

По рис. VI. 16 относительное увеличение потери давления Др7Др опре-
деляется как отношение отрезков Д' В'/АВ.

Рис. VI. 17. Увеличения потери работы под влиянием клапанных пружин и
усилия самопружинящих пластин; а — для кольцевого клапана (/ — при
постоянном усилии пружины; 2 — при усилии пружины, возрастающем от
нуля); б — для прямоточного клапана

Зная значения Др, заданные теоретической безразмерной кривой потери
давления в полностью открытом клапане, и располагая статической харак-
теристикой клапана, нетрудно построить кривую потери давления в безы-
нерционном клапане с пружиной.

На рис. VI.17 сопоставлены диаграммы потери давления во всасываю*
щих клапанах: слева — в кольцевом клапане при постоянном независимо
от положения пластины усилии пружины (точнее, при постоянном отноше-
нии Впр/рр) и при усилии, возрастающем от нуля, а справа — в прямо-
точном клапане. Они соответствуют характеристикам вида /, 4 и 6
(рис. VI. 16) и представлены для различных отношений Арп. о/Дртах
(Дртах — максимальная потеря давления в полностью открытом клапане,
свободном от воздействия пружины). Значение отношения Дрп.
выбрано меньшим, равным и большим единицы. В последнем случае кла-
пан открыт частично и наибольшее из значений Др' больше чем Дршах,
но меньше чем Дрп. 0. Только в случае, когда величина отношения Bnt)pp
не изменяется с увеличением подъема пластины, Др' = Др„.о.

Площадь диаграмм (рис. VI.17), оконтуренная вертикальными штри-
хами, представляет работу, необходимую для проталкивания газа через
полностью открытый клапан, а площадь, отмеченная перекрестными штри-
хами, -^- дополнительную работу, затрачиваемую под влиянием пружины.
Отношение второй к первой определяет коэффициент влияния
пружины, обозначаемый для всасывания через %, и для нагнетания
через фк. Значения фв(; и фк, представленные на рис. VI.18 и VI.19
для кольцевых и прямоточных клапанов, выражены в зависимости от
Др„. J&Pmax и от части хода поршня sac и sH, на которой протекает всасы-
вание или нагнетание.

Кривые, показанные на рис. VI. 18, соответствуют кольцевым клапа-
нам при постоянном усилии пружины (жирные линии) и при усилии пру-
жины, возрастающем от нуля (тонкие линии). По тонким линиям могут
также быть определены значения коэффициентов и фк для полосовых
клапанов.

Расчетные кривые построены применительно к безразмерной потере
давления в открытом клапане, возникающей при М = 0,2, но они спра-
ведливы и при других М, за исключением очень высоких, так как теряется
пропорциональность значений х.

Для кольцевых клапанов при Др„ 7ДртяУ <0,2 и прямоточных кла-
панов при Дрп. УДршах < коэффициенты фвс и фк настолько малы, что
могут не приниматься в расчет. Но при Дрд. JДртах >> 1 они значительны.

Из сопоставления кривых на рис. VI. 18 и VI. 19 видно, что дополни-
тельная потеря работы у кольцевого клапана при пружине с усилием,
возрастающим от нуля, в два раза меньше и у прямоточного клапана в 5 раз
меньше, чем у кольцевого клапана с постоянным усилием пружины.

У кольцевого или дискового клапанов при силе пружины в полностью
р
открытом клапане Рпр («) или усилии пружины Впр = —(н/л«а)

IC

Дря.в = -^ = -ГГ’	(VI.47)

Рр Рр/с

где &рп.о — разность давлений, необходимая для полного открытия кла-
пана, н!м2\ рр — коэффициент давления потока по рис. VI.13; fc—пло-
щадь проходного сечения седла, м2.

У беспружинных клапанов — полосового и прямоточного — величина
Др„. 0 зависит от высоты подъема пластины h и ее толщины S и для сталь-
ных пластин определяется по формулам:

для полосового клапана

Лр„..= 132103-Ца,-4-,	(VI.48)

где h и h0 — подъем пластины в средней точке и у концов, м; S — тол-
щина пластины, м; I — длина пластины, м; br — ширина пластины, м;
b — ширина прохода в седле клапана, м; рр — коэффициент давления по-
тока, определяемый как и для кольцевого клапана по рис. VI. 13, но с под-
становкой в отношение h/b вместо h величины

й' = 0,8й + 0,2й0;

233

Рис. VI. 19. Коэффициенты и ф« для прямоточных клапанов: сплошные кривые —для полости цилиндра со стороны крышки;
штриховые — со стороны вала
для прямоточного клапана

.	22,2-101»	Лб3	,,71 .пх

Ар„. о =----77—V • -тл- >	(VI .49)

1 _ { I“L.) Н%

\ fc /

где и fc — площади проходного сечения в щели у свободной кромки
пластины и в седле у входа газа в клапан; h — подъем пластины у свобод-
ной кромки; м; Но — высота подвижной части пластины («языка»), м
(рис. VI. 1).

Рис. VI.20. График зависимости хтах от М:

1 — для всасывания; 2 — для нагнетания из полости со стороны крышки
цилиндра; 3 — для нагнетания из полости со стороны вала

Величина Артах (нАи2) выражается произведением

АРшах = итахР>	(VI. 50)

где хтах — максимальная безразмерная потеря давления в открытом
клапане, которая зависит от критерия скорости потока М и определяется
по рис. VI.3 — VI.5 или, что удобнее, по графику рис. VI.20; р — номи-
нальное давление газа, протекающего через клапан, н!м2.

ВЛИЯНИЕ МАССЫ ПОДВИЖНЫХ ЧАСТЕЙ КЛАПАНА

И ПРИЛИПАНИЯ ПЛАСТИНЫ К СЕДЛУ

При открывании клапанов, как показывают линии всасывания и нагне-
тания индикаторных диаграмм, снятых в достаточно крупном масштабе,
наблюдается повышенная потеря давления. Достигнув максимума в точках с
и С (см. рис. VI.8), потеря убывает, а после полного открытия клапана
приближается к потере по теоретической кривой. Основная причина избы-
точной потери давления — влияние массы подвижных частей, так как сила
инерции, замедляя открывание клапана, усиливает дросселирование газа.

Другая причина, играющая обычно меньшую роль, состоит в прилипа-
нии пластины к седлу, которое задерживает начало открытия.

При закрывании клапана или во всяком случае в его начале происходит
обратное — скорость пластины увеличивается и сила инерции подвижных
частей противодействует пружине. Это ослабляет дросселирование газа
и снижает потерю давления.

Если из всей работы, теряемой во всасывающем или нагнетательном
клапане, выраженной на индикаторной диаграмме (см. рис. VI.8) площад-
ками abcdea и ABCDEA, вычесть теоретическую работу в открытом
клапане, представленную площадками атпеа и AMNEA, и дополнитель-
ную потерю, определяемую дросселирующим действием пружины, то
получим величину потери работы под влиянием массы подвижных частей
и прилипания пластины к седлу. Отношение этой потери к величине тео-
ретической работы в дальнейшем будем называть коэффициентом
влияния массы подвижных частей и обозначим для
всасывания и для нагнетания рн.

Значения коэффициентов р.вс и р.м для различных клапанов находятся
в пределах:

Для кольцевых...............0,04—0,15

» полосовых.................0,02—0,08

» прямоточных . . . .  .....0,01—0,04

Большие значения соответствуют большим массам подвижных частей,
высоким числам оборотов и низкому давлению протекающего газа. Для
нагнетательного клапана значения [Г несколько выше, чем для всасы-
вающего, но приближенно можно считать р,в(, = рк.

РАСЧЕТ МОЩНОСТИ, ТЕРЯЕМОЙ В КЛАПАНАХ

Потеря индикаторной мощности во всасывающих клапанах одной
полости цилиндра ЫУКЛ. вс (вт)

ДЛ^. вс = iec (1 + Фес + М PecFSn	(VI.51)

и в нагнетательных (вт)

&N кл. „ = (1 4- ф„ + р-н) pHFSn,	(VI. 51')

где 1вс и 1Н — безразмерная теоретическая работа, теряемая во всасы-
вающем и нагнетательном клапане; фвс и — коэффициенты влияния
пружины; р,вс и р.и — коэффициенты влияния массы подвижных частей;
рвс н рн — номинальные давления всасывания и нагнетания ступени,
н/м2', F — рабочая площадь поршня рассматриваемой полости цилиндра,
м2; S — ход поршня, м; п — частота вращения, сек'1.

В расчетах потерь при газах с показателем адиабаты kr, отличным от
k = 1,4, значения 1вс и i„, взятые по графикам рис. VI.10 и VI.11, должны
быть согласно зависимости (VI.40) скорректированы умножением на отно-
k
шение -т-г.

1,4

Суммарная потеря индикаторной мощности в клапанах одной полости

= №кл. вс 4- ЬМКЛ, н.	(VI .52)

Но работа, теряемая на проталкивание газа через всасывающие кла-
паны, переходит в тепло и, повышая температуру газа в цилиндре к началу
сжатия на АТвс, вызывает дополнительную потерю, выражающуюся в повы-
шении номинальной индикаторной мощности на ^NH0M. Согласно выра-
жению (11.24) относительное повышение температуры газа

^вс __ k - 1 . кЬвС

Тес k Lee 9

где &Lec — работа, затрачиваемая на проталкивание газа через всасы-
вающий клапан; Lec = pecVec — работа, производимая газом в процессе
всасывания.

Если масса газа постоянна, то изменение номинальной индикаторной
мощности NH0M пропорционально его начальной температуре. Отсюда
дополнительная потеря номинальной индикаторной мощности

дт"
АДГ = _2LN
НОМ --- Т НОМ*

/ вс

Учитывая, что
Л Т __________________________	вс

^Ьвс ~ п

и

^ном рЛ (е * — 1 ) п.
находим
/ fe—1	\

ном — \8 I/AJVK4. вс.	(VI. 53)

При отношении давлений в ступени е = 2,5-4-4,0 обычно &NH0M состав-
ляет от 25 до 50% от &ЫКЛ'вс, причем большие значения соответствуют
более высоким е.

Полная потеря индикаторной мощности, возникающая вследствие со-
противления клапанов одной полости цилиндра, равна

ДАС = ЬЫКЛ + AVW„	(VI.54)

или, с учетом (VI.52) и (VI.53),
fe—1

ЫГКЛ = 8 k Ы!кл. вс + ДУкл. к.	(VI .55)

Для сопоставления экономичности работы компрессора при клапанах
различных конструкций должна приниматься в расчет полная потеря ДЛ^л.

Если компрессор систематически находится в действии, то полная по-
теря в клапанах не должна превышать 4—12% номинальной индикаторной
мощности. Нижний предел относится к компрессорам, сжимающим водо-
род, азотноводородную смесь и другие газы с малым удельным весом,
и к воздушным компрессорам, оборудованным прямоточными клапанами.
Потери энергии в клапанах компрессоров повышенной быстроходности
могут иногда превысить указанные значения.

Основным средством снижения потери в клапанах является увеличение
их эквивалентной площади. Для этого совершенствуют конструкцию кла-
панов, увеличивают их размеры и число. Отношение эквивалентной пло-
щади к площади отверстия в гнезде под клапан служит показателем эконо-
мичности клапана. Экономичность клапанов в условиях работы на компрес-
соре зависит также от выбора усилия их пружин и массы подвижных час-
тей, которая должна быть минимальной.
Таблица VI.1

Расчет мощности, теряемой в кольцевых клапанах

	Обозначение	Формула или источник	Численное значение	
Определяемая величина			для всасывания	для нагнетания
„	h  Отношение		  О  Коэффициент расхода	  Эквивалентная площадь, м2	  Условная скорость в клапане, м/сек	  Номинальная температура газа, 0 К	  Скорость звука, м/сек	  Критерий скорости потока 	  Относительная величина участков всасывания и нагнетания	  Безразмерная теоретическая потеря работы . , Коэффициент давления потока	  Наименьшая разность давления для полного открытия клапана, н/м2 	  Безразмерная величина максимума потери дав- ления 	  Максимальная потеря давления в открытом кла- пане, н/м2	  Отношение потерь	  Коэффициент влияния пружины ........ Коэффициент влияния массы подвижных частей . Индикаторная мощность, теряемая в клапанах, вт (квт)	'	  Суммарная потеря мощности непосредственно в клапанах полости, квт	  Полная потеря индикаторной мощности, вслед- ствие сопротивления клапанов полости, квт , . .	Ф  скл Т Сзв м  $sc'> Sfi  lect lH  Рр  &Pn. О  Xmax  APmax  p>ec>  №КЛ. ec> кл, H  №кл ы'кл	h b Рис. VI.2 Ф =	(VI.4')  Скл = Сср	(VI. 17)  Т = 273 + t cae=VkRT (VI.19)  М = -^~ (VI.18) сзв  Рис. VI.9 х  Рис. VI.10 и VI.11 Рис. VI. 13  (VL47)  Рис. VI.20  △Ртах = ^тахР &Рп. о АРтах Рис. VI.18  В пределах 0,04 —0,15  Формулы (VI.51) и (VI.5Г)  №кл =	кл. вс + кл. н  k—1  kN’ =8 k ^кл вс + ДМ н	W_03  0,010 ~0,3  0,565  0,565 0,00342 = 0,00193  4!)о О-0962 - 122  ’“2 0,00193 “ 22  293  V 1,4 -287,2 -293 = 344  -1g-= 0,355  344  0,85  0,118  1,26  1,26 0,0061 -8730  0,17  0,17-100-10s = 17 000  8730 _ q 514  17 000 0,514  0,065  0,08  0,118(1 +0,065+ 0,08) ♦ 100-103 X X 0,0962 0,20 12,3 = 3200 вт = = 3,2 квт  3,2 + 4,5 = 7,7 кв1 1,4-1  3 1,4 -3,2-1-4,5=4,38 + 4,5	0,3  0,565 0,00193  122  401  402  0,303  0,40  0,056  1,26  8730  0,195  58 000  0,151  0,01  0,12  4500 вт = = 4,5 квт  п  = 8,88 квт
Порядок вычисления потери мощности в клапанах приведен в примере.

Пример. Вычислить потерю мощности в клапанах I ступени компрессора для воздуха.
Данные по компрессору: п = 12,3 сек~\ S — 0,2 м; цилиндр I ступени одинарного дей-
ствия; рабочая полость цилиндра со стороны крышки; F= 0,0962 м2\ а= 0,1. Данные
по газу: R — 287,2 дж!(кг-град)\ k — 1,4. Давления и температуры: рвс = Ю0 кн!м2\
рн = 300 кн!м2', tec — 20° С; tH = 128° С. Показатели политропы расширения и сжатия:
п= 1,2; пс = 1,4. Число клапанов: всасывающих г = 2; нагнетательных г — 2.

Расчет произвести для кольцевых и прямоточных клапанов, выполненных под одина-
ковые гнезда.

Данные по кольцевым клапанам: = 0,00342 м2; fc — 0,0061 м2\ h = 0,003 м; b —
= 0,010 м; пружины клапанов — кольцевые; суммарная сила всех пружин в полностью от-
крытом клапане Рпр = 67 «.

Данные по прямоточным клапанам: = 0,00538 м2\ fc = 0,00652 м2\ h = 0,0026 лс;
Яо = 0,054 лс; толщина пластин всасывающего клапана б = 0,0003 м и нагнетательного
б = 0,0004 м. Клапаны устроены с выходными диффузорами.

В нашем примере сср = 4,92 м/сек\ 8 = 3,0; номинальная индикаторная мощность
I ступени NH0/A = 25 кет.

Расчет потери мощности в кольцевых клапанах. Выполне-
ние расчета представлено в табл. VI. 1.

Расчет потери мощности в прямоточных клапанах. Коэф-
фициент расхода ащ = 0,98 (стр. 207). Величина минимальной разности давлений для пол-
ного открытия клапана, определяемая по формуле (VI.49), равна:

Л _ 22,2-1010 Яд3 _	22,21010	0,0026• 0,00033 __ к79п w/jM2

' Я4 —	/ 0,00538 \2’	0,0544	~ 0ZZU Н‘М ’

\ fc )	\ 0,00652 )

для нагнетательного клапана (б = 0,0004 м)

&Рп.о= 13550 н/м3.

Коэффициенты фв<7 и ф« находим по рис. VI. 19. Коэффициенты влияния массы подвиж-
ных частей принимаем	= 0,03.

Выполняя остальные вычисления аналогично произведенным для кольцевых клапанов,
находим &МКЛ =1,13 кет и &№кл =1,3 кет.

В отношении к номинальной индикаторной мощности I ступени (NH0M г — 25 кет)
полная потеря в кольцевых клапанах составляет 35,5% и в прямоточных — 5,2%.

ВЛИЯНИЕ КОЛЕБАНИЯ ДАВЛЕНИЯ В ПАТРУБКАХ ЦИЛИНДРА
НА ПОТЕРЮ ЭНЕРГИИ В КЛАПАНАХ

Давление газа в трубопроводах перед всасывающим и за нагнетатель-
ным клапанами, теоретически принятое постоянным, в действительности
в связи с волновыми явлениями переменно и часто подвержено значитель-
ным колебаниям. Когда клапан открыт, колебание внешнего давления рас-
пространяется на полость цилиндра. Это влияет на скорость течения газа
через клапан и отражается на кривой потери давления.

Экспериментально влияние колебания внешнего давления на потерю
энергии в клапанах было определено путем индицирования циклогра-
фом [101] крупного воздушного компрессора (V = 1,67 м3/сек, п =
= 2,78 сект1). Объектом исследования были всасывающие клапаны
в цилиндре I ступени двойного действия. При длине трубопровода 16 м
и скорости потока в нем 15,5 м/сек, вычисленной по средней скорости
поршня, колебание давления оказалось весьма значительным. Давление
во всасывающем патрубке цилиндра изменялось от —1660 до
+ 1350 мм вод. ст. (рис. VI.21).

Запись кривых движения пластин всасывающего клапана показала,
что клапан открывался полностью, без колебания пластин, которое
могло бы влиять на картину потери давления.

Кривые потери давления в клапане представлены на рис. VI.22 в зави-
симости от хода поршня и ограниченные ими площади показывают потерю
работы.
Кроме действительной 1 и теоретической 2 кривых потери давления,
на рис. VI.22 нанесена экспериментальная кривая 3, выражающая потерю
давления во всасывающем клапане при работе без всасывающего трубопро-
вода, т. е. при отсутствии колебания внешнего давления.

Теоретическая потеря мощности по кривой 2 вправо от точки т, опре-
деляющей момент открытия клапана, составляет 6,38 кет, а по кривым 1

Рис. VI.21. Диаграмма давления во всасывающем патрубке цилиндра I ступени

и 3 — 6,87 и 6,92 кет. Действительные потери при наличии и отсутствии
колебания давления практически одинаковы, но несколько больше теоре-
тической потери, вычисленной без учета влияния пружины и массы по-
движных частей клапана. Таким образом, колебание давления всасывания,

Рис. VI.22. Сопоставление потерь давления при всасывании

заметно отразившееся на форме кривой потери давления, мало повлияло
на потерю мощности, хотя амплитуда колебания была велика.

Полученный результат закономерен: колебание внешнего давления
приводит к перераспределению потерь давления по ходу поршня, но без
значительного изменения затрачиваемой работы.

3. ДРОССЕЛЬНЫЕ ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ
В ГАЗОВОЙ КОММУНИКАЦИИ

СОПРОТИВЛЕНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ И УЗЛОВ

Вместо эквивалентной площади Ф, принятой для клапанов, восполь-
зуемся в качестве гидравлического параметра узлов газовой коммуни-
кации гидравлическим сопротивлением Q = 1/Ф2 (1/jw4), определяемым
по формуле (VI.3)

£
/2 ’

Й =

где £ — коэффициент сопротивления, отнесенный к площади проходного
сечения f, выбранного в качестве определяющего, jw2.

Подробные данные о коэффициентах сопротивления элементов трубо-
проводов, арматуры и различных аппаратов коммуникации приводятся
в литературе [27]. Значения коэффициентов £ для некоторых простейших
элементов или узлов коммуникации представлены в табл. VI.2. При сопря-
жении каналов различного проходного сечения значения £ отнесены
к меньшей площади ft. Для отнесения значений £ к большей площади — /2
они должны быть умножены на отношение (fjfi)2-

Выход потока из трубы в неограниченный объем не является местным
сопротивлением, но при этом теряется кинетическая энергия потока и это
учитывается коэффициентом местного сопротивления 6 = 1.

Ориентировочные значения коэффициентов местных сопротивлений £
для отдельных аппаратов и элементов аппаратов могут быть приняты:

Буферная емкость............................................ 1,5

Маслоотделитель.............................................5—8

Поворот на 180° внутри холодильника при переходе из одного пучка
труб в другой............................................. 2,5

Вход в межтрубное пространство холодильника перпендикулярно
трубам.................................................... 1,5

Выход из межтрубного пространства перпендикулярно трубам ... 1,0

Коэффициенты местного сопротивления вентилей и задвижек выби-
раются следующими:

Вентили проходные d = (50ч-400) мм.......................4,0—8,0

» угловые................................................ 6,0

> прямоточные............................................ 0,5

Задвижки нормальные......................................0,5—1,0

Сопротивление газовой коммуникации складывается из распростра-
ненных вдоль трубы сопротивлений трения и местных сопротивлений.
Коэффициент сопротивления трения выражается формулой

£mP = ^p4’	(VI.56)

где ктр — коэффициент трения; I — длина трубы, мм; d — внутренний
диаметр трубы, мм.

Для шероховатых труб при обычных в компрессоре высоких скоростях
газа коэффициент трения может быть определен по формуле Никурадзе

1

Кпр —

(l,14 + 21gAy

(VI.57)

где Д — абсолютная шероховатость трубы, зависящая от состояния ее
поверхности и ориентировочно равная: для стальных труб 0,1—0,3 мм,
для чугунных —0,5 мм, для тех и других, но при наличии нагара —0,8 мм.

Для течения газа в межтрубном пространстве холодильника вдоль
гладких труб, а также вдоль труб, имеющих сплошные продольные ребра,
коэффициент сопротивления трения находится по формуле для течения
внутри трубы, но с заменой внутреннего диаметра d эквивалентным диа-
метром

аэкв — и >

где f — площадь живого сечения, м2; U — смоченный периметр, равный
суммарному периметру труб и кожуха холодильника, м.
Таблица VI.2

Коэффициенты местного сопротивления

Эскиз			Расчетные формулы и величины	Эскиз		Расчетные формулы и величины					
			Диафрагма в трубе постоянного сечения :=Л + _ЖЗгх  1 V'-i)  *(W	i	  — о  t		Плавные повороты (отводы) на 90° и любой угол Р  £ф = £б0 ggd					
						Г  ~d	1	2	3	4	5
			Внезапное расшире- ние потока м-н								
^<14:			2  9				Сео	0,29	0,15	0,12	0,10	0,08
						Коэффициент со- противления двойных поворотов (отводов): а) калач  €=%;  б) пространственный отвод, состоящий из двух отводов под углом 90°, поверну- тых друг к другу на прямой угол  5 = %;  в) двойной отвод с перегибом при угле 90°  £ = 4£ь  где £г — коэффици- ент местного сопро- тивления отвода под углом в 90°					
1	J	г	№ г	Внезапное сужение по- тока  £=0,5(1 —-Ь-)  X	/2 /								
, /		~2	Расходящийся конус (диффузор)  где k =0,12—0,20 в зависимости от угла а								
a ujgj s L—J		1	Вход в трубу:  а)	острая входная кромка  £=0,5;  б)	закругленная  кромка  С =0.1								
— — -i»-			Выход из трубы € = 1,0								
t  	  1  4		4	Колена сварные (один шов)  В =90°	£ = 1,3  р = 60°	£ = 0,7  В = 45°	£ = 0,3  В = 30°	£ = 0,2  р=22,5° £=0,1 ,								
					X	Односторонний вход через боковое отверстие тройника £ = 0,75					
			Колено сварное — 90° (два шва)  £ =0,6		Ч-Д-”						
						Односторонний вы- ход через боковое отверстие тройника £ = 1,15					
			Колено сварное — 90° (три шва)  £=0,5								
В случае прерывистых продольных ребер, особенно при смещении
их концов, величина коэффициента сопротивления выше и подлежит опре-
делению экспериментальным путем.

Коэффициент дополнительного сопротивления змеевика равен

U = 4?г,

где? — коэффициент дополнительного (местного) сопротивления отвода
под 90°, значения которого указаны в табл. VI.2; г — число витков змее-
вика.

Для получения коэффициента полного сопротивления поворотов,
калачей и змеевиков следует значения коэффициента дополнительного
сопротивления добавить к коэффициенту сопротивления трения, подсчи-
танному по формуле (VI.56) для длины, равной длине фасонной части по
средней линии.

Значения ? для поперечно омываемых пучков труб различной конфи-
гурации приводятся в литературе [27; 54]. Коэффициент сопротивления
шахматных пучков труб с круглыми или квадратными ребрами выражается
формулой

С=2,7я(4Г(1Г\е-.,

(VI.58)

где т — число рядов труб, пересекаемых потоком газа; h — высота ребер,
м', и — расстояние между ребрами (в свету), м; d — внешний диаметр
трубы, м; Re =	----критерий Рейнольдса; w — скорость газа в попе-

речном потоке между трубами в наиболее стесненном сечении, м/сек’,
v = -^---кинематическая вязкость при температуре стенки трубы,

мЧсек’, р — динамическая вязкость, н-сек/м2; р — плотность газа, кг/м3.

Формула (VI.58) применима в области Re = 10 000-ь60 000; -у =
= 0,154-0,23; 4- = 0,254-0,5.
а

Сопротивление в межтрубном пространстве кожухотрубчатого холо-
дильника с шахматным пучком гладких труб и поперечными перегород-
ками находится как сумма сопротивлений в отсеках между перегородками
и при огибании перегородок.

Коэффициент общего сопротивления во всех проходах между перего-
родками, отнесенный к площади наименьшего сечения fx между трубами
перпендикулярно потоку газа, равен

?х = 2(т+ l)nRe-°-27,

(VI.59)

где п — число поперечных ходов газа (отсеков).

При вычислении Re в (VI.59) скорость w относится к площади сече-
ния fx, а кинематическая вязкость v находится по средней температуре
газа в холодильнике.

Для холодильников поршневых компрессоров значения Re следует
вычислять по осредненным скоростям газа в периоды всасывания и нагне-
тания. В большинстве случаев 10000 <Re <300 000, соответственно чему

?х = (0,1664-0,066) (m + 1) и.

(VI.59')

Коэффициент общего сопротивления ?2 при огибании потоком всех
перегородок холодильника с поворотом на 180° [91]

?8= 1,63 (п-1).

(VI.60)
Он отнесен к условной площади fyt определяемой из соотношения

f' + г
•X >х

где fx = Sja^ — площадь живого сечения между трубами, расположен-
ными вдоль кромки перегородки, м2; st — число трубок вдоль кромки
перегородки; а — расстояние между трубками, м\ — расстояние между
перегородками, м; f'x — площадь живого сечения над перегородками, м2.

Если площади fx и fx близки по величине, то

fy =

fx + fx

2

м2.

Суммарный коэффици-
ент сопротивления холо-
дильника $ с учетом сопро-
тивления входа и выхода,
отнесенный к площади се-
чения входного патрубка,
определяется формулой

Рис. VI.23. Обходные токи газа в кожухотрубчатом
холодильнике

г=ь(Я+ьШ’+2Д

(VI.61)

где f — площадь сечения входного патрубка, м2.

Кроме направленного потока газа, огибающего перегородки и пере-
секающего трубный пучок, часть газа протекает в обход труб по кольце-
вому зазору между трубным пучком и кожухом или мимо перегородок
по зазору между кожухом и перегородками и сквозь кольцевые зазоры
вокруг труб (рис. VI.23). Обходные токи газа значительно снижают
эффективность действия холодильника, уменьшая вместе с тем его сопро-
тивление. Связанная с этим погрешность в определении С так велика,
что в ряде случаев действительный коэффициент сопротивления холодиль-
ника оказывается в 10 и более раз меньше расчетного.

►»« Формы или сочетание форм элементов газовой коммуникации часто
настолько своеобразны, что табличные значения коэффициентов £ для
отдельных элементов не могут служить для вычисления с удовлетворитель-
ной точностью сопротивления узлов в целом. Ошибка увеличивается
еще тем, что форма и сечение одного элемента влияют на сопротивление
следующего, и общее сопротивление сложного узла лишь весьма прибли-
женно равно сумме сопротивлений его элементов. Наиболее велики рас-
хождения на участках коммуникации низкого давления, где формы кана-
лов сложнее, чем у ступеней высокого давления. Значения сопротивлений
сложных узлов следует определять экспериментально — продувкой или
проливом натуры или модели. Такого рода исследования во многих слу-
чаях позволяют найти формы, наиболее благоприятные для снижений
дроссельных потерь в коммуникации.

МЕТОД ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ

В СОПРОТИВЛЕНИЯХ КОММУНИКАЦИИ

Задача определения потери энергии в сопротивлениях газовой коммуни-
кации отличается от аналогичной задачи для полностью открытого клапана
в следующем.
1.	Клапан непосредственно примыкает к полости цилиндра. Сопротив-
ления же коммуникации отдалены от полости цилиндра — между ними
и цилиндром находится промежуточный объем.

2.	Клапан представляет собой сосредоточенное сопротивление. В ком-
муникации же встречаются как сосредоточенные (местные) сопротивления,
так и распространенные по длине газового тракта, причем те и другие
приходится учитывать совокупно.

3.	Течение газа через клапан обусловлено работой лишь той полости
цилиндра, к которой он принадлежит. В коммуникации течение газа
зависит от выполнения ступени и в случае ступени двойного действия
связано с работой обеих полостей. На участках межступенчатой комму-
никации течение газа определяется взаимодействием смежных ступеней
и происходит различным образом в зависимости от смещения фазы нагнета-
ния предыдущей ступени относительно всасывания следующей.

Для упрощения задачи принимаем:

1)	потери давления в коммуникации относительно малы и определе-
ние их величины по формулам для несжимаемой жидкости не вызывает
большой погрешности;

2)	мгновенные скорости газа в различных сечениях коммуникации со-
ответствуют движению поршня, т. е. не имеют смещения по фазе.

Отметим, что если сосредоточенное сопротивление находится во вса-
сывающей или нагнетательной линиях компрессора, причем давление вса-
сываемого газа до сопротивления, а нагнетаемого — после него постоянны
и если сопротивления клапанов равны нулю и других сопротивлений нет,
то для течения газа через такое сопротивление справедливы дифферен-
циальные уравнения для потери давления в полностью открытом всасы-
вающем и нагнетательном клапанах с учетом сжимаемости газа. Но в этих
уравнениях относительная величина мертвого пространства в цилиндре а
заменяется величиной аг = а + v (v =	---отношение объема комму-

никации VK, заключенного между клапаном цилиндра и рассматриваемым
сопротивлением, к рабочему объему цилиндра ЙЛ).

При заданном значении v и различных сопротивлениях относительная
потеря давления х могла бы быть представлена, как и в случае клапана,
семейством кривых. Но каждому значению v соответствует свое семейство
кривых, и это практически исключает возможность представить потерю
давления в сосредоточенном сопротивлении коммуникации в безразмерных
диаграммах, аналогичных полученным для клапанов.

.	На рис. VI.24 показаны безразмерные кривые потери давления при на-
гнетании двухатомного газа через сосредоточенное сопротивление. Они
получены численным интегрированием для критерия скорости потока
М = 0,15 и значений v от 0 до 20 при а = 0,1 и построены в зависимости
от хода поршня s.

Как известно, соотношение площадей, ограниченных кривыми х =
= х ($), пропорционально потерям работы. Площади, соответствующие
v = 0; 1 и 5, составляют соотношение: 1 : 0,985 : 0,819, причем в качестве
единицы выбрана работа при v = 0 для сопротивления, примыкающего
подобно клапану непосредственно к цилиндру. Таким образом, даже в слу-
чае, когда между цилиндром и сопротивлением заключена емкость, равная
пятикратному объему цилиндра, погрешность при вычислении потери
работы по безразмерным диаграммам, построенным для клапанов, т. е. без
учета промежуточного объема, составляет только 18%. При этом, если
относительные потери давления х ниже, чем при М = 0,15, то влияние
сжимаемости газа проявляется слабее и погрешность меньше указан-
ной.
В правильно выполненных коммуникациях потери давления невелики
и для приближенного вычисления потерь энергии могут служить зави-
симости и графики, приведенные выше для расчета потерь энергии в кла
панах.

Таким образом, любое сопротивление всасывающей линии I ступени
или нагнетательной линии последней ступени, если оно расположено до
концевого холодильника, можно рассматривать как находящееся непо-
средственно у клапана, а общую потерю давления в группе таких сопро-
тивлений считать по суммарному сопротивлению. Иначе должны быть уч-
тены сопротивления нагнетательной линии, находящиеся за холодильни-
ком. В них потеря давления ниже, чем в таких же сопротивлениях до холо-
дильника, так как при равных мгновенных массовых расходах там ниже
температура, а следовательно, и скорость течения газа.

Еще сложнее определяются потери давления в сопротивлениях межсту-
пенчатых линий. Элементарное количество газа, которое поступает (или
отбирается), распространяется по всему межступенчатому объему, поэтому
мгновенные массовые расходы в сечениях, отдаленных от ступеней, про-
изводящих нагнетание или всасывание, ниже, чем в сечениях у клапанов
этих ступеней. Соответственным образом ниже и потери давления в сопро-
тивлениях, которые там сосредоточены, но возникают они дважды: при
нагнетании из предыдущей ступени и при всасывании в следующую.

Можно, учитывая эти обстоятельства, произвести расчет потерь энер-
гии в каждом из сопротивлений межступенчатой линии и затем найти их
сумму. Но проще решить задачу приведением каждого из сопротивлений
к всасывающему клапану следующей ступени и нагнетательному предыду-
щей, а затем определить суммы приведенных сопротивлений и произвести
по ним расчет потерь давления и энергии.

В общем случае мгновенная потеря давления в любой из линий комму-
никации равна сумме потерь во всех ее узлах

Др = Дрг + Др2 -|-----h ДрН-------F Дря, (VL62)

Потеря давления в произвольно выбранном i-м узле может быть выраг
жена двояко — либо в зависимости от истинных значений сопротивле-
ния при мгновенном массовом расходе /nz и плотности газа pz в этом
узле, либо в зависимости от приведенного сопротивления Qzrt₽) при мгно-
венном массовом расходе т и плотности газа р у всасывающего или нагне-
тательного клапана. Учитывая соотношение между массовым и объемным
расходами т == Vp и принимая во внимание выражения (VI. 1) и (VI.3),

имеем

&Pl ~ 2ft = 2(Г~

(VI.63)

откуда

( — \ 2
т Pi

При малом различии давлений во всех узлах, принадлежащих одной
линии, отношение плотностей может быть заменено обратным отношением
абсолютных температур газа и формулы приведения сопротивления узла
получают вид:

для приведения ко всасывающему клапану следующей ступени

—	\ 2

Д;	(VI.64)

твс ) 1вс

для приведения к нагнетательному клапану предыдущей ступени
Й^ = йг (V Д.	(VI.65)

\ тн ] 1н

Здесь твс, mHi meci и mHi — мгновенные массовые расходы (кг!сек) при
всасывании и нагнетании соответственно у всасывающего и нагнетатель-
ного клапанов и в r-м сечении; при определении этих расходов для межсту-
пенчатых линий принимается, что нагнетание из предыдущей ступени и
всасывание в следующую происходят раздельно, не совпадая по времени;
Q(ec) и Q(«) — сопротивления узлов, приведенные ко всасывающему и
нагнетательному клапанам.

Согласно выражениям (VI.62) и (VI.63) результирующие приведенные
сопротивления линии коммуникации находятся как суммы приведенных
сопротивлений

Q<,73> e q|*> 4-	+ ... + Q?c) 4- • • • + йпс);	(VI.66)

й£> = йГ> + оГ + • • • + й$*> + • • • + й<*>.	(Vi.67)

ПРИВЕДЕННЫЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ

Для всасывающей линии компрессора величина сопротивления, при-
веденного ко всасывающему клапану I ступени, равна собственной вели-
чине сопротивления, т. е.

Q.	(VI.68)

Для нагнетательной линии величина сопротивления, приведенного
к нагнетательному клапану последней ступени, выражается зависи-
мостью

Q(«) = q2-.	(VI.69)

1 н

В узлах нагнетательной коммуникации, расположенных до концевого
холодильника, температура Т принимается равной температуре нагнета-
ния последней ступени, в холодильнике она приближенно равна средней
в нем температуре газа, а в узлах за холодильником — конечной темпе-
ратуре газа в холодильнике.

В межступенчатых линиях скорости газа имеют различную величину
в зависимости от того, совпадает ли по времени процесс нагнетания сту-
246
пени, подающей газ с процессом всасывания ступени, которая его при-
нимает. Если эти процессы происходят разновременно, то межступенча-
тая коммуникация уподобляется тупуковому каналу с расходом газа,
изменяющимся в различных сечениях: при нагнетании — от наибольшего
у клапана нагнетающей ступени до нуля у клапана всасывающей ступени,
а во время всасывания, наоборот — от нуля до наибольшего. Сосласно
принятому, поступающий газ мгновенно и равномерно распространяется
по всему межступенчатому объекту так, что элементарная масса dmHt,
проходящая через некоторое произвольное сечение коммуникации,
равна

ЯГ
т,

dmHi = dmn,

где dmH — элементарная масса нагнетаемого газа; т и tni — массы всего
газа, находящегося во всем межступенчатом объеме и заключенного в тупи-
ковом участке между Z-м сечением и всасывающим клапаном следующей
ступени.

Аналогично при всасывании

dmec I =	dtftec,

где dmec — элементарная масса всасываемого газа; mi — масса газа,
заключенного в тупиковом участке между нагнетательным клапаном пре-
дыдущей ступени и Z-м сечением.

Отсюда находим зависимости для мгновенного массового расхода
в Z-м сечении при всасывании

2Z7	__ dmec i	dmec ' dmec .,73;

= ~dT = ~ ~dT = ~dT =	<VL70)

и в том же сечении при нагнетании

//
— т> —	»—

= —	=	(VI.71)

, ГП, „ tn.

Здесь p,i = — и ц/ = —------относительные доли массы газа в тупиковых

участках межступенчатой линии, причем р; — между клапаном нагнета-
ющей ступени и i-м сечением и р,- — между i-м сечением и клапаном вса-
сывающей ступени.

Объем межступенчатой линии V равен сумме объемов Уд, VXM и VB,
т. е. объемов, находящихся перед холодильником, в холодильнике и за
холодильником, где температуры газа соответственно равны температуре
нагнетания предыдущей ступени Тн, средней температуре в холодиль-
нике Тхол Тн Твс и температуре всасывания следующей ступени Твс.

Формулы для выражения pj имеют различный вид в зависимости от
места расположения i-ro сечения. Для любого сечения до холодильника

Уд

<VL72>

Г1	""г т

«	7 ХОЛ 1 вс
и для любого сечения после холодильника

VA , Уход . ув
'Г "» 'Г ’ 'Г

.. _	1 н 1 ХОЛ___1 вс

И,'~ у А , ухол , Ув ’

ГТ* ЛГ» ~1 лг»
Н 1 ХОЛ * вс

(VI.73)

причем V'A и Vb выражают отсекаемую часть объемов Va и Vb, располо-
женную со стороны нагнетающей ступени.

Для входного сечения в холодильник Va — Va и для выходного
сечения из него Vb = 0.

В общем случае величина р' равна отношению последовательной суммы
величин С —-jr для всех объемов, расположенных до рассматриваемого
сечения, к сумме величин С для всех объемов в межступенчатой линии.
Если сечение i находится между i-м и (i + 1)-м объемом, а общее число
объемов равно п, то, определив для всех объемов величину С, имеем

н; = 4—-	(VI.74)

2С

Величина р” находится как разность
р" = 1 — р'.

(VI.75)

Подставляя выражения (VI.70) и (VI.71) в формулы (VI.64) и (VI.65),
определяем величины местного сопротивления:

приведенного ко всасывающему клапану

Q(ec) = Qp'2-^;	(VI.76)

/ вс

приведенного к нагнетательному клапану

2(м) = Qp"2^-.	(VI. 77)

1 н

Для узлов с равномерно распространенным сопротивлением величина
элементарного сопротивления dQ по длине dx равна

Здесь индекс «1» относится к сечению на входе в распространенное
сопротивление, индекс «2» — к сечению на выходе из него. •

Полагая площадь сечения узла постоянной и плотность газа в нем неиз-
менной, имеем

dQ = Q = Q = Q . /У' , .	(VI.78)

v2 —	H2 Hl

На основании формулы (VI.76) с учетом (VI.78), элементарная вели-
чина сопротивления, приведенная ко всасывающему клапану, определяется
выражением

= Й Л' , Р'2 —.

(12 — 1*1 Тес
Произведя интегрирование в пределах от р' до р', находим, что рас-
пространенное сопротивление, приведенное ко всасывающему клапану,
равно

QW = _L Q	.	(VI.79)

Аналогичным образом получаем выражение для распространенного
сопротивления, приведенного к нагнетательному клапану

Q<«) = 4- q (р,;4 + нХ+-f-.	(VI.80)

Рассмотрим теперь случай, когда процессы нагнетания и всасывания
двух последовательно действующих ступеней протекают одновременно.
В этом случае величина мгновенной скорости ct в любом f-м сечении меж-
ступенчатой коммуникации находится как сумма скоростей

Ci CHi + свсЬ

где cHi и ceci — мгновенные скорости в том же сечении при тех же углах
поворота вала, но при раздельном нагнетании и всасывании.

Потеря давления, пропорциональная квадрату скорости, при совме-
щении нагнетания со всасыванием увеличивается. При этом избыток по-
тери давления Д (Др) против суммарной потери при раздельном нагнета-
нии и всасывании находится в следующем отношении к потере давления
при нагнетании

А (Ар) _k.CHi Н~~ Свс i) Сн1 Свс i _ %сн1свс I

<?н1	с2н1

Всю работу, затрачиваемую на проталкивание газа через сопротивле-
ние, разделим на две части, отнеся одну из них к нагнетанию предыду-
щей ступени, а другую — ко всасыванию следующей. Положим, что
работа, отнесенная ко всасыванию, остается равной ее величине при
всасывании, осуществляемом раздельно от нагнетания. Тогда работа,
отнесенная к нагнетанию, равна работе при раздельном нагнетании, сло-
женной с избытком работы, относительная величина которого Дс равна

S	S

J А (Ар) ds ^cHicecids

4 =	--------= 2 -Ц--------,	(VI .81)

J Ap„ds	Г c2Hids

о	о

где s — часть хода поршня, на которой происходит нагнетание.

Мгновенные скорости сн1 и cQCi пропорциональны мгновенным расхо-
дам mHi и твс{ в том же сечении. При этом

tTlui =	tiled

где тн и твс — мгновенные массовые расходы газа через нагнетательный
клапан предыдущей ступени и всасывающий следующей ступени, которые
могут быть выражены так

~	^всрвс^бс*

Здесь FH и Fec — площади поршня у нагнетающей и всасывающей сту-
пеней; рк и рес — плотности нагнетаемого и всасываемого газа; сн и свс —
мгновенные скорости поршня у нагнетающей и всасывающей ступеней.
Допускаем, что у рассматриваемых ступеней коэффициенты наполне-
ния одинаковы и температуры всасывания равны, а газ является идеаль-
ным. При этом условии

F	—

^вС = ”“g“ И Рвс =	k 9

где 8 — отношение давлений в ступени, производящей нагнетание.

Подставляя полученные зависимости в уравнение (VI.81), находим

s

t J ('Н^вС	*

Ас= 4—(VI.82)
ет *	pHds	*

где Кс — коэффициент совмещения, равный

$

I СнРвС &S

=	-----•	(VI.83)

е*

Для определения коэффициента Кс построены кривые (рис. VI.25),
выражающие его зависимость от отношения давлений 8 и угла ср опереже-
ния кривошипа ряда нагнетающей ступени относительно кривошипа ряда
всасывающей ступени. Кривые, показанные сплошными линиями, соот-
ветствуют нагнетанию полости цилиндра со стороны крышки, а штрихо-
выми — со стороны вала.

График (рис. VI.25, а) построен для условия, что нагнетающая и вса-
сывающая ступени выполнены одинарного действия, Кривые 1 в правой
части этого графика и их окончания в левой части соответствуют случаю
совмещения нагнетания со всасыванием у ступеней, рабочие полости кото-
рых расположены в цилиндрах противоположно, т. е. у одной ступени —
со стороны крышки, а у другой — со стороны вала. Кривые 2 в средней
части того же графика относятся к случаю совмещения нагнетания со вса-
сыванием у ступеней с рабочими полостями, совпадающими по положению
в цилиндре, т. е. находящимися со стороны крышки или со стороны вала.
В области углов <р, где нет совмещения нагнетания со всасыванием, коэф-
фициент Кс — 0.

График (рис. VI.25, б) соответствует условию, что обе ступени —
нагнетающая и всасывающая — являются ступенями двойного действия
с равными у каждой из них рабочими объемами полостей.

При этом для полости нагнетающей ступени, расположенной со Сто-
роны крышки цилиндра, коэффициент совмещения, определяемый по
сплошным кривым, равен Кс, а для другой, расположенной со стороны
вала, он определяется по штриховым кривым и равен Для упрощения
расчетов удобно осреднять результаты, принимая для обеих полостей
значения Кс одинаковыми и равными

Если нагнетание производится ступенью двойного действия, а всасы-
вание — одинарного, то коэффициенты Кс и следует выбирать по верх-
нему графику, а значения их удваивать. В случае же нагнетания сту-
пенью одинарного действия при всасывании ступенью двойного действия
250
\														
1,3 1,2  1,1 1,0 0,9 0,8 0,7 П R	/							fi-2					
	/^TX	\  . \ \				/ / t	X /						
	3	\ V V.				/ /	/	A \	k					
	A.. /Z/	V			/	/  ! j	z'"	V?					
	f V  r //'				/ /	//  / //	/ /						
	z<	w  W			/ /	/ // ,4/		/\ 1					
		\ifti	  i\\v !tu			A 1	I fi		Ц			h  //		
		IIV			/ j)	h /		V\		e-Js,	it  < //		
													
U,V  0,5  0,9  0,3  0,2  0,1			Ш/		' ' 1	! /		V	£j№l \ u\				
				/ /	111 / // ! //			i	I ’	111  '>\ \\	2	rV		
			\iA \\\\ \ V. 1	I e=21 t					w\ V \\\ \	A /	/ 7 1  / // /:		
			\v	/  \ /	lb					\ \	r i  \\ f Д\ / у	"T	^^«4	
				Д/ ?	/ // 4 /				\'v	\A XZ	г tri 11 h /		
			/	\X9^/					/1	\XX^	7 /		
и	30	60	90	120	150	180	210	200	210	300	<f> 360												
1,9 1,3  1,2  1,1  1,0 0,9  0,8 0,7  0,6  0,5 W 0,3  0,2  0,1 0  Рис. 1	t=2^.. /2^	' X						1=2					
		-—\	  \ \ \ \				/  /  /							
	3  _____z	A\ ' V				/ /		\ \\					
	z>		\\				1 1  i /	r S"						
	' //	«KV			-i I  /	'	f ,  1		'/f					
			V b		/ /	4'							
			L		/ /	1 ff  7'		’J					
					/ ;	r/ 7		у	Л		7		
				i=2	' 3'li				\\ |		//		
				/ /  	/—					''' \'	I J.	//		
			\\V	f	T<				\\\ 1		/7v v V	у	
			vv  V	\ v\	/7				\\\			(>t=«	
				* X	/ / /, / //					A			
					f / /					'X			
	30	60	90	120	150	180	210	290	270 ‘ 300	3l  VI.25, Зависимость коэффициента Kc от угла опережения ср кривошипа ря нагнетающей ступени при различных е												30  ща
значения коэффициента КС9 выбираемые по нижнему графику, следует
уменьшать в два раза.

В частном случае, когда нагнетающая и всасывающая ступени распо-
ложены в одном ряду компрессора, т. е. угол смещения кривошипов
Ф = 0, и рабочая полость одной из ступеней находится со стороны крышки,
а другой — со стороны вала, мгновенные скорости поршней у обеих сту-
пеней в любой момент времени равны друг другу, причем

<VI-84)

При нагнетании, осуществляемом совместно со всасыванием, местное
сопротивление, приведенное к нагнетательному клапану, возрастает
в отношении (1 + Ас) против его величины по формуле (VI.77) и полу-
чается равным

□<«> = Йр." (р." + КХ)	IH* + Кс (1 -	(VI .85)

Для случая распространенного сопротивления воспользуемся выраже-
нием (VI.85), применив его для элементарного участка с сопротивле-
нием dQ. Тогда

dQw = р’Х + Ке(1 - р")

Подставляя значение dQ из равенства (VI.78) и учитывая, что р," = 1 — р'
и dp " = —dp', находим

dQ<«> = Й ~~ •	du".

1 н.	Н2 — Н1

Интегрируя в пределах от р] до р" и допуская, что температура Т
постоянна и равна средней для участка, получаем окончательно

й(«>=й [i-(pf+рх+о -кс)+V (н;+<VI-86)

По принятому условию вся избыточная потеря давления при совмеще-
нии периодов нагнетания и всасывания отнесена к нагнетанию. Следова-
тельно, формулы (VI.76) и (VI.79) для приведения сопротивлений ко вса-
сывающему клапану справедливы и в том случае, когда нагнетание проис-
ходит одновременно со всасыванием.

Для упрощения расчета потери мощности в межступенчатых линиях
коммуникации рекомендуется отдельные сопротивления этих линий
объединять в группы, представляя их совокупность в виде трех сопро-
тивлений: первого сосредоточенного, равного сумме всех сопротивлений
до холодильника; распространенного, представляющего собой сопротивле-
ние холодильника, и второго сосредоточенного, равного сумме всех сопро-
тивлений после холодильника.

Место расположения сосредоточенных сопротивлений можно считать
совпадающим с местом, где находится наибольшее из них или, при нали-
чии нескольких сопротивлений одного порядка, в среднем промежуточном
сечении между ними.

При такой схеме весь объем межступенчатой линии рассматривается
состоящим из пяти объемов, расположенных: 1) между клапаном нагне-
тающей ступени и первым сосредоточенным сопротивлением; 2) между
этим сопротивлением и входом в холодильник; 3) внутри холодильника;
4) между холодильником и вторым сосредоточенным сопротивлением и
5) между этим сопротивлением и клапаном всасывающей ступени.
РАСЧЕТ ПОТЕРЬ МОЩНОСТИ В КОММУНИКАЦИИ

Для вычисления потерь мощности, вызываемых дросселированием
в коммуникации, требуется определить величину эквивалентной пло-
щади Ф: для всасывающей линии компрессора, для каждой из межступен-
чатых линий и для нагнетательной линии, причем для межступенчатых
линий величину Ф надо определить дважды: по результатам приведения
сопротивлений к нагнетательному клапану предыдущей ступени и к вса-
сывающему клапану следующей. Вычисление производится согласно
выражению (VI.5), представленному в виде

где Ф — эквивалентная площадь линии, м2\ Qpe3 — результирующее
сопротивление линии, приведенное ко всасывающему или нагнетатель-
ному клапану на ее конце, 1/и4.

Далее, определяется условная скорость газа в комму-
никации ском (м/сек)

С коя = Сср~ф~ >	(VI.88)

где сср — средняя скорость поршня, м/сек\ F — рабочая площадь
поршня, м2

Затем находится критерий скорости потока М

М = -^.	(VI.89)

Здесь сзв = YkRT — скорость звука в газе, м!сек, различная для усло-
вий всасывания и нагнетания в зависимости от температур Твс и Тн.

По значению М и отношению давлений 8 в ступени, к клапанам которой
приведены сопротивления, определяются величины безразмерных работ
iec и iH> затрачиваемых при всасывании и нагнетании на проталкивание
газа через сопротивления коммуникации. Величины iec и iH находятся
по графикам рис. VI. 10 и VI. 11 с учетом относительных участков всасы-
вания и нагнетания, определяемых в зависимости от 8, пп а по рис. VI.9,
причем для газов с показателем адиабаты k 1,4 должен быть введен
поправочный множитель в виде отношения При малых значениях М,
лежащих вне шкалы графика, значения и iH определяются по фор-
мулам (VI.38) и (VI.38').

Мощность, затрачиваемая в сопротивлениях коммуникации ДМ (в/и),
вычисляется по формулам:

для всасывающей линии первой ступени

&Necl = ieciPeci?	(VI.90)

для межступенчатых линий:

при нагнетании из предыдущей ступени

^MCfi = iHpFHSn}	(VI.91)

при всасывании в следующую ступень

№мсвс = iecPPecSn	(VI .92)

и суммарно

ДМЖ = ДМ^Н + ДЛ^вс;	(VI .93)

для нагнетательной линии последней ступени

(VI.94)
Рис. VI.26. Схема к примеру расчета

Здесь iw и iH — величины безразмерной работы, теряемой при всасывании
и нагнетании в сопротивлениях коммуникации; рвс1 и рн2 — номинальные
давления всасывания первой и нагнетания последней ступеней, н/м\
р — номинальное межступенчатое давление, н!м2\ S — ход поршня, м\
п — частота вращения, сек~\ Fr^Fz — площади поршня первой и послед-
ней ступеней, м2\ FH и F^ — площади поршня ступеней, нагнетающей
в межступенчатое пространство и всасывающей оттуда, м2.

В случае ступени двойного действия величины 1вс и iH находятся от-
дельно для каждой полости, причем вместо произведения IF в формулы
(VI.90) — (VI.94) вводится сумма произведений i'Ff + i"F", где /' и F'
принадлежат одной, a i" и F"
другой полости цилиндра.

Мощность &NK0M (вт), теряе-
мая в сопротивлениях всех
линий коммуникации компрес-
сора,

дл/Л0Л( = д^ + 2д^ + ллгк

(VI.95)

Для стационарных компрес-
соров величина мощности, за-
трачиваемой в сопротивлениях

коммуникации, не должна быть более 2—4% от номинальной индикатор-
ной, причем меньшие значения относятся к ступеням повышенного дав-
ления и к случаю относительно малой плотности сжимаемого газа.

Для снижения потерь следует избегать высоких скоростей газа и при-
менять плавные формы каналов без местных сужений и резких поворотов.

При выполнении какой-либо из ступеней сжатия в нескольких цилин-
драх, расположенных в различных рядах компрессора, следует учиты-
вать, что потери энергии в коммуникации могут быть значительно сни-
жены путем смещения фаз действия отдельных цилиндров на угол, при
котором поток газа наиболее равномерен.

Пример. Вычислить потерю мощности между ступенями двухступенчатого двухрядного
компрессора для воздуха. Обе ступени выполнены в цилиндрах двойного действия, распо-
ложенных в различных рядах.

Данные по компрессору: л = 2,78 сек"1-, S = 0,55 сср = 3,06 м!сек\ мертвые про-
странства: I ступени а= 0,1; II ступени а = 0,12; кривошип ряда I ступени опережает
кривошип ряда II ступени на 270°.

Данные по газу: к = 287,2 дж/(кг-граду, k = 1,4. Номинальное давление газа между
ступенями р = 330 кн/м2. Отношение номинальных давлений: в I ступени 8Х = 3,3; во
II ступени 82 = 2,73. Температуры: нагнетания I ступени Тн — 416° К; всасывания II сту-
пени Твс = 306° К. Показатели политроп: сжатия I ступени пс = 1,4; расширения II сту-
пени п = 1,25.

Межступенчатая линия (рис. VI.26) состоит из пяти участков: 1 — полость нагнета-
тельного канала цилиндра I ступени; 2 — входной патрубок холодильника; 3 — межтруб-
ное пространство холодильника; 4 — его выходной патрубок; 5 — полость всасывающего
канала цилиндра II ступени. Основными сопротивлениями являются: местное между уча-
стками 1—2, распространенное по участку <?, и местное между участками 4—5. Величины
сопротивлений по результатам продувки газового тракта: Qi_2 = 965 1/л<4; Q3 == 1400 1/л?;
$4-5 = 2410 1/лЛ

Данные по объемам участков указаны в табл. VI.3. Там же даны температуры газа по
Т 1 Т

участкам, причем Т3 = —, и приведен расчет величин р/ и р" по сечениям между
участками.

Учитывая угол <р — 270° и отношение давлений 8 = 3,3, находим по рис. VI.25, б
величину коэффициентов совмещения. Для полости со стороны крышки Кс = 0,32; для
полости со стороны вала Кс =0,08.
Таблица VI.3

Данные по коммуникации

Исходные данные и определяемые величины	Обозначение и формула	Численные значения для участков и сечений между ними (рис. VI.26)								
		/	/—2	2	2—3	3	3—4	4	4—5	5
Объем участка, ЛС3	V	0,250	—	0,011	—	0,640	—	0,017	—	0,185
Температура газа, ®К	Т	416	—	416	—	361	—	306	—	306
Частные отно- шения	у io*	^1° W = 416  — 602	—	27	—	1775	—	56	—	605
Последователь- ная сумма	о и -М-  -М-	602	—*	629	—	2404	—	2460	—	3065
Относительная доля массы газа до сечения	1'  О 1	—	3065 °° °’196	—	0,205	•—	0,784	—	0,803	—
	Л формула (VI.74)									
Относительная доля массы газа после сечения	п	»  ^• = 1 — U£	—	1—0,196= 0,804	—	0,795	—	0,216	—	0,197	—

Среднее значение
„ К'с + К’с 0,32+0,08
А с -----------------------------2---- --------2-------- U,Zk

Для приведения сопротивлений к всасывающему клапану значения и вычи-
сляем по формуле (VI.76) и Q3 по формуле (VI.79)

= Я1_2(ч!-2	= °-965 -о-1962 4Й- = so-3 Ч*-.

1 вс	oUO

= у й3 (1*2—3 + 1*2—31*3—4 + 1*3—4) -уг^- =

= -Цг^- (0.2052 + 0,205-0,784 + 0.7842) -^1 = 448 Цм*;
о	о U и

= ^4-51*4-5 = 2410 о,8032 = 1550 ‘/jw4.

Результирующее сопротивление, приведенное ко всасывающему клапану

= 50,3 + 448 + 1550 = 2048,3

Далее находим сопротивления, приведенные к нагнетательному клапану, причем

Q4I5 определяем по формуле (VI.85) и Q3 по формуле (VI.86)

^-2 = ^1-2^1—2 [Ml—2 + % с 0	Р1—2)] в

= 965-0,804 [0,804 + 0,2 (1 — 0,804)] = 645 V#;
Таблица VI.4

Расчет потерь мощности

Исходные данные и определяемые величины	Обозначение	Расчетная формула или источник	Численные значения			
			Нагнетание 1 ступени		Всасывание П ступени	
			Полость со стороны крышки	Полость со сторо- ны вала	Полость со сторо- ны крышки	Полость со сторо- ны вала
Рабочая площадь поршня, м2	F	Чертеж	0,6283	0,6283	0,2127	0,2127
Приведенная эквивалентная пло- щадь коммуникации, м2  Условная скорость газа в комму-	Ф  ском	Ф = —(VI .87) Qpe3  ском Сср' ТтГ (VI -88)	—	- = 0,0293  К1169  „.. 0,6283	|  3>06 ап<х» = 65>6	65-6		0,0221  30,2 |	30,2	
никации, м/сек  Скорость звука, м/сек	Сзв	сзв= VkRT (VI.19)	V 1,4 287,2 416 =	= 410	352	
Критерий скорости потока	М	М =	(V1.89)  СЭв	65,6  ~4То"=0, 60	0,160	0,0859	0,0859
Относительный участок нагнетания,	8 вс	Рис. VI.9	0,37	0,37	0,83	0,83
всасывания						
Безразмерная потеря работы	1вс> 1н	Рис. VI.10 и Vl.ll	0,011	0,009	0,0080	0,0082
Потеря индикаторной мощности между ступенями:						
при нагнетании из I ступени,	^мс	д^к=р('Х + «Х)«п (VI.91)	330 10» (0,011 0,6283 -ь 0,009-0,6283) 0,55-2,78 =			
вт (квт)  при всасывании во II ступень,	мсн	= р	+ СО Sn (VI.92)	= 6,34 • 103 вт = 6,34 квт  330-10® (0,0080-0,2127 + 0,0082-0,2127) 0,55-2,78 =			
вт (квт)  Суммарно, квт	мсвс м„с	= + (VL93)	= 1,74-103 вт~ 1,74 квт 6,34 + 1,74 == 8,08			
азл) — Q3	(th—з + th—3th—4 + th—4) С1 ~ *c) +	(th—з + th—4) j -jr—

= 1400 Г4- (0.7952 + 0,795-0,216 + 0,2162) (1 — 0,2) +

+	(0,795 4- 0,216) 1 44- = 399 W;

Z	J A 10

^4—5 = ^4—5^4—5 [m-4—5 +	0 “M-4—5)]

= 2410 0,197 [0,197 4- 0,2 (1 — 0,197)]	= 125 1/лЛ

Результирующее сопротивление, приведенное к нагнетательному клапану

= 645 + 399 + 125 = 1169 1/лА

Расчет потерь мощности сведен в табл. VI.4.

У компрессора, для которого выполнен пример, средняя номинальная индикаторная
мощность одной ступени 250 кет. По отношению к ней расчетная потеря мощности в 8,08 кет
составляет 3,2%, что в пределах допустимого.

Индицированием трубопровода в точках за нагнетательным клапаном I ступени и перед
всасывающим клапаном II ступени найдено, что действительная потеря мощности равна
8,2 кет. Но эта величина включает также потерю, вызванную газовым ударом и колеба-
ниями столба газа в межступенчатой коммуникации компрессора.

4. ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ ВСЛЕДСТВИЕ ГАЗОВОГО УДАРА

И ВОЛНОВЫХ ЯВЛЕНИЙ В КОММУНИКАЦИИ

Ранее мы определили потери энергии вследствие дросселирования
потока газа в клапанах и в сопротивлениях коммуникации. В газовом
тракте компрессора сверх этих потерь наблюдаются также другие, свя-
занные с пульсирующим характером потока, вызывающим удар и волно-
вое движение газа.

ГАЗОВЫЙ УДАР

В момент начала всасывания или нагнетания заключенный в трубо-
проводе газ, если не учитывать его колебательного движения, находится
в состоянии покоя. Но скорость поршня в этот момент выражается некото-
рой конечной величиной. По этой причине возникает газовый удар с обра-
зованием скачка давления Др, отрицательного при всасывании и положи-
тельного при нагнетании. Скачок давления распространяется вдоль тру-
бопровода — от цилиндра до емкости или до открытого конца у выхода
в атмосферу (всасывающий трубопровод воздушного компрессора).

Общая теория распространения этих скачков, образующих волновое
движение газа, сложна и рассматривается в специальных разделах газо-
динамики. Здесь же явления газового удара излагаются упрощенно с тем,
чтобы пояснить их суть и дать некоторые нужные для практических рас-
четов зависимости.

Рассмотрим образование скачка давления при нагнетании, допуская,
что в момент его начала весь газ в нагнетательном трубопроводе имеет
нулевую скорость и что нагнетательный клапан открывается мгновенно
и полностью. За время dt с момента начала нагнетания приходит выдвиже-
ние только элементарный слой газа dl, масса которого при плотности р
и площади сечения трубопровода f равна р/ dl. По закону о количестве
движения имеем

\pf dt = pfcTdl,

9

М И. Френкель

257
где ст — скорость газа, поступающего в трубопровод, м1сек. Отсюда ска-
чок давления Ар (н/м2)

А/7 — Р dt Ст*

Отношение представляет собой скорость распространения давле-
ния, которая, как известно, равна скорости звука сзв в неподвижном газе,
сложенной со скоростью поступательного движения газа в трубопроводе.
Но последняя относительно мала и в компрессорных установках она
обычно не более 10% скорости звука. Пренебрегая ее величиной, находим

Рис. VI.27. Кривые скачков скорости и дав-
ления:

1 — скорость поршня; 2 — скорость газа на вы-
ходе из всасывающего трубопровода (условно от-
ложена вниз); 3 — скорость газа на входе в нагне-
тательный трубопровод; 4 и 5 — избыточные дав-
ления при входе и выходе для трубопроводов
большой длины

Ар = рс3бсг.	(VI.96)

Формула (VI.96) была выведена
Н. Е. Жуковским для гидравличе-
ского удара, но справедлива также
и для газового удара.

Возникнув у цилиндра, скачок
давления перемещается по длине
трубопровода, причем на осталь-
ном участке газ остается непо-
движным, а давление равным на-
чальному. Если допустить, что
скорость поршня постоянна, а тре-
ние отсутствует, то величина избы-
точного давления на всем участке
трубопровода от цилиндра до ме-
ста мгновенного положения скачка

равна Др. При переменной скоро-
сти поршня с любое плавное ее
изменение можно представить как
результат множества мгновенных
приращений de. Им соответствуют

скачки скорости газа на входе в трубопровод dcT и дополнительные скачки
давления dp = pc3Q-dcT. При относительно малой величине Др скорость
газа ст на входе в трубопровод пропорциональна скорости поршня с. При
этом кривая изменения давления Др в примыкающем к цилиндру конце
трубопровода, согласно формуле (VI.96), повторяет в известном масштабе
кривую скорости поршня с (рис. VI.27). Но эта закономерность сохра-
няется только при условии, что длина трубопровода достаточно велика

для того, чтобы скачок давления, отраженный от противоположного конца
трубопровода, достиг цилиндра не ранее момента окончания всасывания

или нагнетания.

Картина распространения скачка давления в коротких трубопроводах
усложняется взаимным наложением прямых и отраженных волн. Для
пояснения образования отраженных волн в коротком трубопроводе допу-
стим, что на протяжении всего хода порщня скорость остается постоянной.
Примем также, что длина цилиндра мала по сравнению с длиной трубо-
провода и что противоположный от цилиндра конец трубопровода открыт
в емкость (ресивер) неограниченно большого объема.

При соблюдении этих условий изменение давления и скорости газа*
в трубопроводе протекает следующим образом. Область избыточного дав-
ления Др, возникнув в начале трубопровода (а вследствие малой длины
цилиндра — одновременно и у поршня), распространяется вдоль трубо-
провода I со скоростью звука сзв и достигает его открытого конца за
время t — В момент времени t весь столб газа в трубопроводе имеет
избыточное давление Др и скорость ст. Но в ресивере избыточное давление
отсутствует, и последний слой газа у открытого конца трубопровода,
получив скорость ст, оказывается под односторонним давлением Др.
Вследствие этого он испытывает новый толчок, под влиянием которого его

скорость увеличивается снова и становится равной 2сг, но избыток дав-

ления Др падает до нуля.

Вслед за последним
слоем спад давления рас-
пространяется на предыду-
щие, и в трубопроводе воз-
никает отраженная волна
давления, перемещающая-
ся теперь уже от открытого
конца в сторону цилиндра.
Если не учитывать посту-
пательной скорости газа,
то время обратного хода
волны равно времени пря-
мого хода и к концу периода

'. = 2<=“. (V1.97)

составляющего первую фа-
зу колебания, весь газ
в трубопроводе получает
скорость 2сг, но его давле-
ние оказывается снижен-
ным до первоначальной
величины р. В момент,

Рис. VI.28. Скорость газа и скачки давления в примы-
кающем к цилиндру конце короткого трубопровода:
а — при постоянной скорости поршня; б — при рав-
номерно-ускоренном и равномерно-замедленном движе-
нии; в — при синусоидальном законе изменения скоро-
сти поршня

когда последний слой газа
у цилиндра получает ско-
рость 2сг, в цилиндре воз-
никает отрицательное дав-
ление —Др, создающее
импульс снижения скоро-

сти того же слоя газа до ст.

Во второй фазе колебания скачок давления вновь пробегает свой путь
от поршня до конца трубопровода и тогда во всем трубопроводе давление
становится равным —Др и скорость ст. Но под влиянием отрицательного
давления —Др скорость последнего слоя газа у открытого конца трубо-
провода тут же падает до нуля, а вместе с этим возрастает до нуля отрица-
тельное давление.

С этого момента нулевое давление (Др = 0) и нулевая скорость газа
распространяются от открытого конца на весь трубопровод и к концу
второй фазы колебания избыточное давление и скорость газа в трубопро-
воде возвращаются к исходному состоянию в начале первой фазы, т. е.
становятся равными нулю.

За время полного цикла колебания с периодом

2/

_ 41

0 сзв

(VI.98)

скачок давления и скорости четырежды пробегает длину трубопровода.
На участке трубопровода между цилиндром и мгновенным положением
скачка давления скорость газа постоянна и равна ст, но давление переменно
и колеблется от + Др до —Др (рис. VI.28, а). На участке трубопровода
между местом скачка и открытым концом изменяется только скорость от О
до 2сг, но давление газа остается постоянным и равным абсолютному давле-
нию р в емкости у открытого конца.

В описанной схеме вся энергия образования колебательного движения
от газового удара затрачивается в первой фазе колебания, которая является
фазой разгона столба газа. В следующих фазах часть этой энергии может
возвратиться.

Представляет интерес и другой теоретический случай удара в коротком
трубопроводе, когда поршень движется равномерно-ускоренно на первой
половине пути и равномерно-замедленно на второй (рис. VI.28, б). В этом
случае линейный рост давления на поршень продолжается до момента <0,
когда с началом второй фазы колебания под влиянием отраженной волны
возникает спад давления. Ко времени 2/0 давление достигает первоначаль-
ного и Др = 0. Затем начинается новая фаза колебания и т. д. В течение
всего периода ускоренного движения поршня колебание давления проис-
ходит в пределах от +Др до 0. С началом периода замедленного движе-
ния поршня колебания перемещаются в область отрицательных давлений
и происходят в пределах от 0 до —Др.

Следует заметить, что если бы весь столб заключенного в трубопроводе
газа получал не волновое, а соответствующее поршню равномерно-уско-
ренное движение, то при ускорении газа в трубопроводе /, длине трубопро-
вода I и плотности газа р инерционное давление на поршень составило бы

Дру = /7р.

С другой стороны, среднее водное давление Дрср = определяемое
по формуле (VI.96),

Др = ..Р?з»Ст_

^Рср —	2

2Z

Заменяя ст = ]t0 и t9 = ——, находим \рср — Ар/, т. е. среднее
волновое давление столба газа в коротком трубопроводе равно инерци-
онному.

Колебание давления, возникающее в начале движения, быстро зату-
хает, а избыточное давление, воспринимаемое поршнем, становится
равным инерционному в основании столба газа и определяется уже не
скоростью, а ускорением, т. е. производной скорости.

Легко показать, что в случае синусоидального закона движения
поршня при постепенном ускорении первоначально неподвижного газа
колебание давления происходит относительно кривой инерционного
давления, представляющей, как и скорость, синусоидальную кривую, но
смещенную относительно нее на угол в 90° (рис. VI.28, в).

В тупиковом трубопроводе с глухим (закрытым) концом, примером
которого может служить межступенчатая линия компрессора при отсут-
ствии на ней каких-либо емкостей, картина колебания давления отличается
коренным образом от рассмотренной выше. В начальной стадии колебания
волна давления образуется так же, как в трубопроводе с открытым концом.
Но, достигнув глухого конца, скачок отражается от него и после этого на
всем участке между ним и движущимся обратно скачком давления скорость
газа равна нулю, а избыток давления удваивается. После двойного про-
бега скачка весь газ в трубопроводе оказывается в состоянии покоя,
но под избыточным давлением 2Др. Таким образом, в тупиковом трубо-
проводе полный цикл колебания завершается не за четыре, а за два про-
260
бега скачка. Если поршень продолжает двигаться в том же направлении
и с той же скоростью, возникает новый скачок давления Ар, так что сум-
марный избыток давления у поршня уже равен ЗАр и т. д. Происходящее
при этом нарастание давления сводится, в конечном счете, к сжатию газа
в трубопроводе.

Действительная картина волновых явлений значительно сложнее
описанной. В этом большую роль играют успокаивающее влияние трения
в сопротивлениях, изменение проходного сечения трубопровода, влияние
переменного объема цилиндра, наличие промежуточных емкостей, сниже-
ние температуры газа в холодильнике, длительность открывания клапана

и др.

Все эти обстоятельства от-
ражаются на кривой колебания
давления, примерная форма ко-
торой показана на рис. VI.29, а,
причем период колебания сохра-
няет свою величину, но вели-
чина амплитуды вследствие тре-
ния и других причин уменьша-
ется. Укорочение трубопровода
приводит к пропорциональному
уменьшению периода колебания
(рис. VI.29, б), а увеличение
площади его сечения — к про-
порциональному снижению ам-
плитуды давления (рис. VL29,e).

На рис. VI.30 приведены сов-
мещенные индикаторные диа-
граммы давления в нагнетатель-
ном патрубке цилиндра I ступе-
ни и во всасывающем патрубке
цилиндра II ступени, получен-
ные автором при исследованиях
двухступенчатого компрессора
со ступенями двойного действия,
схема межступенчатой линии
которого показана на рис. VI.26.

Рис. VI.29. Примерные кривые действительных
колебаний давления в трубопроводах: а — при
длине трубопровода I и площади - сечения /;

б — при длине	и площади сечения /;

b — при длине	и площади сечения 2/

Кривошип ряда I ступени опережает кривошип ряда II ступени на 270°.
Скачок давления в начале нагнетания отмечен точками а и а' на диаграмме
I ступени. Точки Ь и Ь' на диаграмме II ступени указывают моменты,
когда скачок давления достигает цилиндра II ступени. Нагнетание из
I ступени начинается до начала всасывания во II ступень. Вследствие
этого, а также из-за отсутствия буферной емкости удар развивается, как
в тупиковом трубопроводе, что проявляется в росте давления. Оно повы-
шается плавно, без скачков, что является результатом многократного от-
ражения волн от сложной поверхности холодильник^. Но в точках с и с'

заметен второй скачок давления после обратного пробега волны.

Скачок давления в начале всасывания во II ступень (падение давления)
заметен слабее, чем при нагнетании. Но и он отчетливо виден в точках d
и d' индикаторной диаграммы всасывающего патрубка II ступени.

При плотности воздуха в нагнетательном патрубке I ступени р =
= 2,6 кг/м3, средней скорости в нем и в холодильнике в момент начала
нагнетания ст — 25 м/сек и скорости звука при температуре нагнетания
сзв = 412 м/сек скачок давления согласно формуле (VI.96) составляет

Др = 2,6•412•25 = 26 800 н/м2 = 26,8 кн/м\
Как показывает диа-
грамма (рис. VI.30), дей-
ствительный скачок давле-
ния в точках а и а' со-
ставляет 32 и 24 кн!м\
средняя же его величина
&рср = 28 кн/м2 близко сов-
падает с расчетной.

Сложность задачи вы-
числения мощности, затра-
чиваемой при газовом
ударе, заставляет ограни-
читься приближенным ре-
шением. Допускаем, что
потеря работы при ударе
&Ьуд равна ее затрате на
создание разгонного им-
пульса, т. е. образование
первой полуволны. Тогда
потеря &Ьуд (дж)

<s2

&Lyd = J \pFdS, (VI.99)

где Si — положение порш-
ня в начале всасывания
или нагнетания; S2 —но-
вое положение поршня
к концу первой фазы коле-
бания, определяемое по
перемещению поршня за
время пробега волны в пря-
мом и обратном направле-
ниях; F — площадь порш-
ня, ж2.

Заменив в формуле
(VI.96) величину р из со-
отношения

___ 1 __ kp ___ kp
р~ ~ ~ ~kRT ~
сзв

(VI. 100)
имеем

Др = kp ,
Сзв

где k — показатель адиа-
баты; р—номинальное дав-
ление газа, н!м2.

Мгновенную скорость ст
в трубопроводе выражаем
через мгновенную скорость
поршня с:

F

Ст~ t С>
где F — площадь поршня, м2; f — площадь сечения трубопровода, м2.
Заменяя в формуле (VI.99) величину Др его выражением, находим

Д£уа= J kp-^—^dS.

31

Мгновенная скорость поршня с зависит от угла поворота кривошипа

с — -^-(эШф 4- -^-sin2<p).

В зависимости от ф нахо-
дится и AS

dS = cdt = c — =

(I)

= -у- (sin ф 4- -у $1п2ф) dtp.

Следовательно,

Фг

AL^P^-54 (31ПФ4-

Ф1

4--§-81п2ф)24ф. (VI. 101)

Пользуясь выражением
(VI. 101), определяем потерю
мощности &Ngd = ALsan (e/n)>
вызываемую газовым ударом.
Подставляя значения S =
и и = 2пп, получаем

F2 с2

— А), (VI. 102)
где

Л2 — А = 4г J (sin Ф + "Т sin 2ч>У ^Ф;

<Р1

с„ — скорость звука при средней температуре по длине трубопро-
вода, м/сек.

Величины Л j и 4 2 находятся по графику рис. VI.31, причем А г опреде-
ляется по углу поворота кривошипа фх в момент начала всасывания или
нагнетания, а Л2 — по углу ф2 в конце первой фазы колебания. Угол ф!
равен: для полости цилиндра со стороны крышки — при всасывании
180° — фвс и при нагнетании 360° — фк; для полости цилиндра со стороны
вала — при всасывании 360° — фв(. и при нагнетании 180° — фк (ф*.
и Ф« — углы поворота вала за время всасывания и нагнетания, опреде-
ляемые по номограмме рис. VI.9).

Угол фа находится по формуле

Ф2 = Ф1 +57,3®—,	(VI.103)

где I — длина трубопровода до выхода в атмосферу или в емкость, м;
со — угловая скорость вращения вала компрессора, рад!сек.
’ Задача вычисления потерь энергии в межступенчатых линиях услож-
няется тем. что в случаях, когда нагнетание в межступенчатую линию
и всасывание оттуда происходят одновременно, энергия разгона удар-
ных волн обеих ступеней частично возвращается.

В расчетах потери мощности в межступенчатых линиях можно учиты-
вать лишь удар, возникающий под влиянием нагнетающей ступени.
Если перед цилиндром следующей ступени, т. е. на другом конце межсту-
пенчатой линии находится достаточно большая емкость (например, масло-
влагоотделитель), то для определения угла <р2 следует пользоваться
формулой (VI. 103), подставляя в качестве I — расстояние от нагнетающей
ступени до емкости и вычисляя сзв по осредненной температуре газа.

Общая потеря мощности в ступени равна сумме потерь по полостям,
а в компрессоре — сумме потерь по ступеням.

Радикальными средствами снижения потери энергии от газового
удара является устройство буферных емкостей на линиях всасывания
и нагнетания каждой ступени, расположенных непосредственно у ци-
линдра. Расчетная длина трубопровода Z, измеряемая расстоянием от
цилиндра до емкости, в этом случае сокращается во много раз, и примерно
в том же отношении уменьшается потеря энергии, вызываемая газовым
ударом. Роль буферных емкостей особенно велика в случае длинных тру-
бопроводов, а также при наличии холодильников типа «труба в трубе»
или змеевиковых. Если необходимо располагать буферные емкости на
некотором расстоянии от цилиндров (например, в холодильнике), примы-
кающие к цилиндру трубопроводы должны быть увеличенного диаметра.
Всасывающие трубы воздушных компрессоров следует выполнять по воз-
можности кор откими.

Пример» Определить потерю мощности во всасывающем трубопроводе I ступени воз-
душного компрессора, вызываемую газовым ударом. Данные для расчета: k— 1,4; р —
— 98 кн/м2; F = 0,6283 jw2; f = 0,1256 jw2, сср = 3,06 м/сек; п — 2,78 сек-1, длина трубо-
провода I = 10 м; цилиндр двойного действия; температура всасываемого воздуха 25° С;
отношение давлений 8=3,4; относительное мертвое пространство а =0,1; показатель
политропы расширения п = 1,2. Результат расчета сопоставить с затратой мощности в уко-
роченном трубопроводе длиной I = 4 м.

Решение:

сзв = ]/"kRT= К1,4-287,2 -298 = 345 м/сек;

со = 2лп = 2л-2,78 — 17,5 рад/сек.

По номограмме рис. VI.9 при заданных 8, а и п находим sec = 0,825, чему, согласно
той же номограмме, соответствуют для всасывания в полость со стороны крышки <рх = 45°
и для всасывания в полость со стороны вала ср* = 235°,

По формуле (VI. 103)

,	2-10

(^ = 45 +57,3-17,5Л^- = 45 4-58= 103°;

2	'	345

q>2 == 235 + 58 = 293°.

По графику рис. VI.31 для углов ср* и q>2 получаем А[ — 0,076 и А2 = 0,452; для углов
Ф1 и <Р2 имеем A 'i = 0,065 и А2 = 0,415.

Подставляя полученные значения в формулу (VI. 102), определяем величину затрачен-
ной мощности для каждой из полостей

о 2

“Q =kp — .^(A'- ДЭ = 1,4-98-103 -• -3^ (0,452 - 0,076) =

= 4410 вт — 4,41 кет;

&N''yd = 4,09 кет.
Суммарная потеря мощности от удара при всасывании в I ступень компрессора
&Nyd = &N'yd -f- &Муд = 4,41 + 4,09 = 8,50 кет.

Повторяя произведенные расчеты для трубопровода при I — 4 м, находим =
— 3,03 кет.

ВОЛНОВЫЕ ЯВЛЕНИЯ И РЕЗОНАНС

Допущение, что заключенный в трубопроводе газ к началу очередного
всасывания или нагнетания находится в состоянии покоя, во многих
случаях мало соответствует действительности. Колебательное движение,
возбуждаемое в новом цикле, накладывается на остаточное от прежнего
и, в зависимости от смещения фаз, амплитуда результирующего колеба-
ния оказывается больше или меньше возникающей в неподвижном газе.
Наибольшее усиление колебания происходит при резонансе.

Как известно, условием резонанса является совпадение частоты сво-
бодных колебаний столба газа с частотой возмущающего импульса. Так,

Рис. VI.32. Разложение на гармоники кривой скорости газа
на входе в трубопровод при цилиндре двойного действия (сле-
ва — первые три гармоники разложения; справа — их сумма)

например, в простейшем случае одноцилиндрового компрессора одинар-
ного действия при трубопроводе, открытом на противоположном от ци-
линдра конце, резонанс наступает, если период одного оборота вала равен
периоду четырехкратного пробега волны, *т. е.

1	4/

Я	^зв

или, иначе говоря, если частота вращения компрессора п (сек"1)

Скорость поступательного движения газа в трубопроводе у цилиндра
пропорциональна скорости поршня, но имеет только положительный знак
и зависимость, ее выражающая, является разрывной функцией. Она может
быть разложена в ряд Фурье и представлена как сумма гармоник различ-
ных порядков. На рис. VI.32 дан пример такого разложения для всасыва-
ния или нагнетания при цилиндре двойного действия, причем для упро-
щения принято, что шатун бесконечной длины, а отношение давлений
8—1. Действительные кривые скорости газа зависят от момента открытия
клапана (рис. VI.27), от отношения длины шатуна к радиусу кривошипа
и от расположения рабочей полости со стороны вала или крышки цилиндра.
Гармоники разложения таких кривых отличаются от показанных на
рис. VI.32 величиной амплитуды и смещением фаз.

Импульсом движения газа во время всасывания и нагнетания служит
движение поршня. Гармоники разложения скорости нагнетаемого
газа на входе или всасываемого на выходе из трубопровода являются
гармониками возбуждающего импульса. Резонанс возможен по любой из
них. При резонансе по m-й гармонике каждому обороту вала соответ-
ствует т колебаний, и условием резонанса является равенство тп =
Но при удлинении трубопровода в нечетное число раз (2г + 1), (г = 0; 1;
2; 3; . . .) или при увеличении частоты вращения п в то же число раз
возрастает число волн по длине трубопровода (рис. VI.33) и возникают
повторные резонансы тех же гармоник. В зависимости от значения г
в трубопроводе образуется различное число стоячих волн.

Рис. VI.33. Стоячие волны: а — основного тона; б и в — первого
и второго высших тонов

Общим выражением, представляющим все резонансные частоты, яв-
ляется зависимость

mn=(2z+1)-^-,	(VI. 104)

где т — порядковый номер гармоники (т = 1; 2; 3; ...); г — тон трубо-
провода (при г = 0 — основной; при г = 1; 2; . . . — первый, второй
и т. д., высшие тона).

По уравнению (VI.104) может быть определен ряд длин трубопровода I
или частот вращения п, при которых наступает резонанс /n-й гармоники.

Круговая частота со (рад/сек) колебаний /n-й гармоники

со = 2лтп.	(VI. 105)

Круговая частота свободных колебаний столба газа в трубопроводе
со0 (рад/сек) определяется выражением

<b0 = (2z4-1)-^.	(VI.106)

Выражения (VI. 104) и (VI. 106) справедливы только для простого трубо-
провода — постоянного сечения и без разветвлений. Но в любых системах
трубопроводов условие резонанса определяется равенством

(о = со0.	(VI. 107)

Устройство трубопровода тупиковым или разветвленным, как и вклю-
чение в него промежуточных емкостей изменяет частоту свободных коле-
баний заключенного в нем столба газа. В табл. VI.5 приведен ряд схем
Таблица VI.5

Частоты собственных колебаний в трубопроводах

Схема трубопровода		Расчетное уравнение
AJ—Ш—К  CZZZ Kz 		 tfc zzz  ‘>0. 1	 1 Ц) 1	1		(. fa . <йь1а	Щ1ь\ f  v 0)0 — ' Сзв?ь + fb	сзв	g Сзв ) b .  С3в	/ У fl top	fa	0)p/o \	COo/fc	|  \ C3efb	fb g C3e J Ig CM  +	L	(VI.108)  tg-^ bge
	1 fb 1	1 fc va 			 Vb 		  —ПЛ—H		(^flCOo j	toptb \ £  vb-^-=-^^	+	(VI.109)  сзв	Vgft>o t		j	tg.  ^3efb	^зв	Сзв
ГИД!—I ha ,	1 d  1	1 l>b 1—1		<0	(T77+tgT7)/ft  Vb — = V V  	—	(VI. 110)  сзв	Vo^o t <^plb 	j  Csefb	Сзв
—1 ft  4.	  	1 lb		tg^ = ^$	<VL,11)  Сзв	*
1—1 О  1—1		tg^»lL = —	(VI.112)  Сзв	Cgef b
г I		о или -^ = 0, л, 2л,. . . (VI.113)  \ Сзв /	сзв
1		tg( —)=oo или ^Ь=_±	(VI.114)  \ Сзв J	сзв	2’2
la Ц Jfy | JR  к		b®Q _ tg		 ctg	t  Csefb	сзв	Сзв  | tg topic  -E^fb.	cJb_^	(VI.l 15)  1 ..	tg	c  Caefb	C3Q
трубопроводов и указаны для них уравнения (VI. 108)—(VI. 115), опре-
деляющие значения со0 1123]. Для других схем аналогичные уравнения
приведены в руководящих технических материалах РТМ 26-01-7—65.

Решение большинства этих уравнений удобнее всего находить графи-
чески. Значения частот свободных колебаний определяются точками пере-
сечения кривых, выражающих правую и левую части равенства при пере-
менном соо.

Пример решения уравнения (VI.111) для всасывающего трубопровода
при условиях сзв = 345 м/сек} f = 0,1256 м\ Va = 0,1725 м3 и I = 10 м
показан на рис. VI.34. При Va — 0 уравнение (VI. 111) сводится к виду
(VI. 114). Его корни определяются точками пересечения вертикалей
ЫъИсзв = л/2, 3/2п, . . ., нанесенных штриховыми линиями, с горизон-

тальной осью. Стрелками указано изменение резонансных частот по основ-
ному тону и высшим тонам под влиянием объема Va.

При заданной частоте вращения компрессора и гармонике, по которой
ожидается резонанс, уравнения, сведенные в табл. VI.5, могут служить
и для решения обратной задачи — определения резонансной длины трубо-
провода. Сохраняя данные рассмотренного выше примера (с33 = 345 м/сек',
f = 0,1256 м3} Va = 0,1725 м3), заменяем в уравнении (VI.111) соо = то
и, положив т = 2 и со = 17,5 рад/сек, получаем

. 2-17,5/ _ 345-0,1256

lg 345 ~ 0,1725-2 • 17,5

ИЛИ

tgO, 1018/ = 7,17,
откуда

0,1018/ = 1,4311 и / = 14,1 м.

Следовательно, длина трубопровода, соответствующая резонансу вто-
рой гармоники, равна 14,1 м.

В. А. Боднер, исследовавший резонансные явления во всасывающих
линиях двигателей внутреннего сгорания, показал, что точность вычисле-
ния частоты свободных колебаний намного повышается, если принять
в расчет среднюю величину объема цилиндра за время его сообщения с тру-
бопроводом. В расчетах для всасывающего трубопровода эта величина
приближенно составляет 0,2514, но для нагнетательного равна 0,25$;; 14
268
(sH — относительная величина участка нагнетания), что при обычных в ком-
прессоре отношениях давлений составляет лишь (0,044-0,05) Vh (Vh —
суммарный рабочий объем всех полостей одной ступени). Найденную таким
образом величину следует добавить к объему буферной емкости, примыка-
ющей к цилиндру (или к цилиндрам), а при ее отсутствии учесть в качестве
самостоятельного объема.

О влиянии присоединения глухого отвода к трубопроводу на резонанс-
ное число оборотов можно судить по рис. VI.35, где даны кривые размаха
(двойной амплитуды) колебаний. После присоединения к нагнетательному
трубопроводу компрессора длиной 7 м глухого отвода длиной 2 м резо-
нансное число оборотов снизилось с 18,7 до 15,5 сек’1,

В коммуникациях компрессора роль глухих отводов играют пере-
крытые вентилями линии байпасов и трубопроводы, ведущие к далеко

отнесенным предохранительным
клапанам.

Сложные коммуникации могут
иметь несколько свободных частот,
так как помимо главной частоты
отдельные участки, заключенные
между емкостями или разветвле-
ниями, имеют свои частоты. При
наличии значительного промежу-
точного объема в виде буферной
емкости или ресивера главная час-
тота, обусловливающая наиболь-
шие резонансные колебания давле-
ния, совпадает с частотой участка
коммуникации между цилиндром
и этим объемом.

Рис. VI.35. Кривые перехода через резонанс
[123]:

1 — без глухого отвода; 2 — с глухим отводом

Если промежуточный объем достаточно велик, он делит колебательную
систему на две, у каждой из которых частота свободных колебаний близка
к возникающей при бесконечно большом промежуточном объеме. В этом
случае сложную систему можно заменить более простыми и значительно
упростить расчет. Согласно РТМ 26-01-7—65, допустимость такой замены
определяется сопоставлением частот свободных колебаний: сор — для
участка до емкости совместно с объемом V и со*, — для того же участка,
но с открытым выходом в неограниченное пространство, причем требуется,
чтобы

СО — о>,
со V

<0,04.

Усиливаясь или ослабляясь в различной мере в зависимости от бли-
зости частоты возбуждающих импульсов к частоте свободных колебаний
столба газа в трубопроводе и наличия трения, амплитуда колебания
давления Др<^ каждой гармоники пропорциональна амплитуде возбужда-
ющего импульса или комплексу величин

c==2^fm>	(VI. цб)

где k — показатель адиабаты; г — радиус кривошипа, м; F — площадь
поршня, jw2; р — номинальное давление газа, н/м2-, f — площадь сечения
трубопровода, л/2; гт — относительная амплитуда возмущающего импульса
m-й гармоники, выраженная в долях средней скорости газа в трубопроводе.

Выражение (VI.116) показывает, что колебание давления пропор-
ционально скорости поршня, отношению его площади к площади
трубопровода и давлению газа в трубопроводе. Вместе с тем оно зависит
от формы кривой скорости потока газа в начале или конце трубопровода,
где возникает возмущающий импульс.

Скорость звука обратно пропорциональна плотности газа. При сжатии
водорода или гелия колебания давления в трубопроводах во много раз
меньше, чем при сжатии воздуха.

Для ступеней с одним цилиндром одинарного действия наибольшую
амплитуду имеет первая гармоника возмущающего импульса. Она является
главной гармоникой. При двух цилиндрах одинарного действия с углом
смещения кривошипа в 180° или при одном цилиндре двойного действия
главной является вторая гармоника, а первая отсутствует или имеет
малую амплитуду. При нескольких параллельно действующих цилиндрах
и равных углах смещения кривошипов порядок главной гармоники опре-
деляется числом всасываний или подач газа на протяжении одного оборота
компрессора. Кроме главной выделяются кратные ей гармоники более
высоких порядков: при первой — вторая, третья и т. д.; при второй —
четвертая, шестая и т. д.

При двух параллельно действующих цилиндрах одинарного действия,
но угле смещения кривошипов ср =£ 180°, или двойного действия, но
<р 90° (например, 45; 60 или 120°) главными могут оказаться гармоники
более низких порядков — соответственно первого или второго.

Если цилиндр двойного действия, но с разными по объему полостями,
главной гармоникой может оказаться первая.

При разложении в ряд Фурье кривой скоростей для всасывания или
нагнетания относительная амплитуда возмущающего импульса первой
гармоники может быть меньше, чем второй, но вследствие резонанса более
опасными окажутся колебания давления первой или кратных ей гармоник.

Если фазы действия двух цилиндров одной ступени не смещены или при
двойном действии смещены на 180°, оба цилиндра с точки зрения колеба-
ний, возбуждаемых в общем трубопроводе, равноценны одному цилиндру
с удвоенной площадью поршня.

На кривую скорости потока влияет динамика клапанов. Задержка
открытия клапанов резко повышает скорость потока в начале всасывания
и нагнетания, усиливает газовый удар и амплитуду главной гармоники
возмущающего импульса. Клапаны с массивными пластинами могут ока-
заться причиной сильных колебаний давления в трубопроводах.

Наиболее сильные колебания возникают при резонансе главной гар-
моники. Кратные гармоники играют меньшую роль, так как возбуждаются
более слабыми импульсами, а демпфируются сильнее.

Резонансы всех гармоник повторяются при увеличении частоты враще-
ния в 3, 5, 7. . . раз, т. е. в области высших тонов при z = 1, 2, 3. . .
Повторные резонансы происходят почти с такой же амплитудой, как и
резонансы по основному тону.

Если при заданном трубопроводе резонансу главной гармоники соот-
ветствует частота вращения компрессора п, то совокупность резонансных
частот вращения по кратным гармоникам и при резонансных частотах
высших тонов составляет неограниченный ряд значений, частично показан-
ный на рис. VI.36. Точно так же любой заданной частоте вращения ком-
прессора соответствует неограниченный ряд резонансных длин трубопро-
вода.

При малой частоте вращения и отсутствия демпфирования фаза коле-
бания давления m-й гармоники, как показано на рис. VI.37, отстает
относительно колебания скорости на 90°. С приближением к резонансу
и особенно при переходе через него под влиянием трения происхо-
дит дополнительный сдвиг фаз, составляющий при резонансном числе
270
О ППП	71	ft

54 3	2

2=/ (nt=3n)
Ь-- —...-o-.-o--о-------О-

О	Ла Л± Л± Ли.

5^3	Ъ

€)

14

t z^2(n^5n).

О

Рис. VI.36.
Совокупность
резонансных
частот враще-
ния

Совокупный ряд

резонансных чисел	д

оборотов	11

, -Л Л Ла Л 7Л________________С_____Л Л .

О	ть	2ть

О--------------------

Т1>2
т

Рис. VI.37. Сопоставление по
фазам колебания: кривых
скорости (/), давления при
малых оборотах (2) и давле-
ния при резонансе (3)

Рис. VI.38. Сопоставление
кривых колебания давле-
ния в нагнетательной ли-
нии трехцилиндрового
компрессора одинарного
действия при переходе
через резонанс (2Дртах =
= 60 кн/м\ р=400 кн1м?)
[123]
оборотов угол в 90°. Таким образом, при резонансе, наряду с макси-
мумом амплитуды, наблюдается сдвиг фазы колебания давления, соста-
вляющий угол в 180°.

При резонансе амплитуда усиленной гармоники преобладает над осталь-
ными, и кривые давления получают характерную для резонанса синусо-
идальную форму, отражающую колебания одной частоты (рис. VI.38).
При удалении от резонансной частоты вращения амплитуда колебаний
уменьшается не резко, так что при оборотах, отличающихся от резонанс-
ного на ±10%, величина ее еще составляет около половины амплитуды
при резонансе.

Возникая во всасывающем трубопроводе I ступени, резонансные коле-
бания отражаются на производительности компрессора. Иногда этим об-

Рис. VI.39. Кривые давления при резо-
нансах первой (а) и второй (б) гармоник

стоятельством пользуются для ее
увеличения, причем явление носит
название резонансного или акустиче-
ского наддува. Резонансный наддув
интересен и для двигателей внутрен-
него сгорания, где служит средством
повышения мощности. В связи с этим
он явился предметом многих иссле-
дований.

При резонансе первой гармоники,
сильно проявляющемся, как было
сказано, только у ступеней с цилин-
драми одинарного действия, кривая
колебания располагается так, что
к концу всасывания наблюдается не-
которое снижение давления (рис.

VI.39, а), а следовательно, и произ-
водительности. Напротив, при резонансе второй гармоники (рис. VI.39, б)
достигается наибольшее увеличение давления и производительности.
Случай резонанса второй гармоники отчетливо виден на индикаторной

диаграмме всасывающего патрубка I ступени (рис. II.3); полученной в ис-
следованиях автора. Диаграмма показывает, что к концу всасывания
превышение давления над номинальным составило 10%.

В отдельных случаях при резонансе второй гармоники увеличение
производительности достигает 20—25%. При резонансе же более высоких
гармоник амплитуды колебаний давления ниже и возможное повышение

производительности менее велико.

При неполном резонансе встречается, что к концу хода поршня давле-
ние во всасывающем патрубке цилиндра еще не достигло номинального,
но продолжает круто нарастать (рис. VI.21). Рост давления распростра-
няется на полость цилиндра так, что в начале обратного хода поршня еще
продолжается всасывание. Увеличивающаяся таким образом, вследствие
резонансного наддува, производительность может оказаться выше рас-
четной.

Колебания во всасывающей линии вызывают некоторую потерю инди-
каторной работы (рис. VI.40, а), работа же трения в механизме движения
от производительности практически не зависит и, следовательно, при уве-
личении производительности механический к. п. д. компрессора воз-
растает.

При слабых резонансных колебаниях оба эти обстоятельства компенси-
руют друг друга и удельный расход энергии почти не увеличивается.
Но при сильных резонансных колебаниях экономичность сжатия сни-
жается. По этой причине при проектировании новых установок на резо-
нансный наддув не ориентируются. Его избегают также из-за значитель-
ного усиления шума при всасывании в компрессор. Однако в условиях
эксплуатации, если необходимо небольшое увеличение производительно-
сти, резонансный наддув может оказаться полезным. Он может быть осу-
ществлен при избытке мощности двигателя, достаточном для повышения
пр оизводите л ьности компрессор а.

В отличие от резонансных колебаний во всасывающей линии, которые
иногда полезны, колебания давления в межступенчатых или в нагнета-
тельной линиях вредны при всех обстоятельствах. Отрицательное влияние
проявляется прежде всего в дополнительной потере работы (рис. VI.40, б),
достигающей иногда 40% индикаторной работы. Вследствие потери работы
повышается и температура нагнетаемого газа.

Рис. VL40. Резонансные колебания во всасывающем {а) и в нагнетательном (б)
трубопроводах и потеря индикаторной работы: >

/и2 —давления во всасывающем и нагнетательном трубопроводах; 3 и 4 — индикаторные
диаграммы при отсутствии и наличии резонанса; 5t— индикаторная диаграмма второй
полости цилиндра двойного действия

Резонансные колебания вызывают вибрацию трубопроводов, которая
нарушает герметичность уплотнений и разрушает арматуру, а это осо-
бенно опасно в случаях сжатия взрывоопасных или токсичных газов.
Частыми следствиями вибраций бывает расшатывание опор трубопроводов
и повреждение зданий. Вибрации искажают показания расходомеров,
выводят из строя приборы и усиливают шум. Колебания давления повы-
шают механические напряжения в деталях цилиндров и механизма дви-
жения и заметно сказываются на долговечности клапанов. Известны
случаи, когда с устранением резонансных колебаний срок службы клапа-
нов увеличивался в несколько раз.

Средствами устранения резонанса являются:

1)	изменение длины или формы трубопровода с устройством или
устранением глухих отводов;

2)	установка дроссельных диафрагм;

3)	устройство буферных емкостей;

4)	применение акустических фильтров-резонаторов.

Длину и форму трубопровода выбирают так, чтобы частота свободных
колебаний заключенного в нем столба газа не совпадала с частотой главной
гармоники возбуждающего импульса, а также одной или двух следующих,
и не была кратной этим частотам.
Не следует допускать свободных частот соо (рад/сек), находящихся
вблизи резонансных. Отношение частоты главной гармоники возмуща-
ющего импульса к частоте свободных колебаний столба газа не должно
находиться в области запретных значений

0,75 <—< 1,25.

<00

Здесь т — порядковый номер главной гармоники; п — частота враще-
ния компрессора, сек"1.

С изменением длины и формы трубопровода изменяется частота свобод-
ных колебаний, но резонанс, устраненный при одних частотах вращения,
может возникнуть при других. Это обстоятельство следует иметь в виду
при проектировании компрессоров, предназначенных для работ на пере-
менных оборотах, в частности, газомоторных компрессоров.

Длинные трубопроводы должны быть проверены на отсутствие резо-
нанса не только по частоте основного тона, но и высших тонов.

Диафрагма частично пропускает волну давления, частично ее отражает.
Эффект применения диафрагмы зависит от места ее установки и полу-
чается наибольшим, если волны, отраженные от диафрагмы и от конца
трубопровода, взаимно смещены на половину периода. Установка дрос-
сельной диафрагмы с отверстием, обычно составляющим 0,25 площади
сечения трубопровода, приводит к значительному (иногда пятикратному),
но не всегда достаточному ослаблению колебания. Диафрагмы целесооб-
разно выполнять с эксцентричным отверстием, смещенным до касания
с отверстием трубопровода. Такие диафрагмы лучше отражают акусти-
ческую волну и при установке на горизонтальном участке трубопровода
не препятствуют стоку конденсата и масла. Устанавливают их в разъемах
между фланцами и, вследствие ^простоты такого устройства, часто при-
меняют для устранения резонансных колебаний, обнаруженных при
пробном пуске компрессора.

Диафрагмы вызывают дополнительные дроссельные потери, погло-
щающие часть энергии, сберегаемой в результате ослабления колебаний.
Воспринимая и отражая сильные колебания давления/ диафрагмы сами
могут оказаться причиной значительных вибраций трубопровода и несу-
щих конструкций.

Лучшими средствами устранения резонансных колебаний является
установка буферных емкостей и акустических фильтров. Располагать их
следует непосредственно у цилиндров, так как в длинном соединительном
трубопроводе могут возникнуть сильные газовые удары и резонансные
колебания давления.

Для выбора объема буферной емкости служит номограмма (рис. VI.41),
по которой величина представляющая отношение объема буферной
емкости Ve к объему газа 7S, всасываемому или нагнетаемому за один
ход, находится в зависимости: от допустимой степени неравномер-
ности давления	%; от величины rt, представляющей

отношение времени всасывания или нагнетания ко времени одного оборота
вала, и от показателя адиабаты газа k. Вычисление rt удобно произво-
дить, пользуясь значениями углов всасывания увс и нагнетания <р„,
легко определяемых по номограмме рис. VI.9. Относительное время вса-
сывания	и нагнетания rt

Номограмма рис. VI.41 предназначена для цилиндров одинарного
действия. В случае цилиндра двойного действия, имеющего равные поло-
сти, объем буферной емкости уменьшается в 2,5 раза против требуемого
274
при цилиндре одинарного действия на ту же производительность, а при
двух цилиндрах двойного действия со смещением фаз на 90% и общей бу-
ферной емкости — в 6,2 раза* Штриховой линией показан пример пользо-
вания номограммой. Степень неравномерности давления рекомендуется
ограничивать значениями: для всасывающей линии при атмосферном давле-
нии всасывания 8р = 0,02 -ь0,06; для всасывающих линий дожимающих

Рис. VI.41. Номограмма для определения относительного объема
буферной емкости в зависимости от допускаемой степени нерав-
номерности давления др, величин rt и k [117]

компрессоров и для межступенчатых и нагнетательных линий 6р = 0,02-4-
ч-0,04. В компрессорах большой производительности при газах повышен-
ной плотности (близкой к воздуху или выше) степень неравномерности дав-
ления следует ограничивать значением 8р = 0,02.

Входной и выходной патрубки буферной емкости следует располагать
под углом друг к другу, избегая распространения прямой или круто
отраженной акустических волн из одного патрубка в другой. При осевом
положении входного патрубка выходной следует помещать перпендику-
лярно к оси емкости (см. рис. IX.42). Буферные емкости шаровидной формы
(см. рис. IX.43) способны более полно гасить колебания давления, чем
цилиндрические. Принцип действия акустического фильтра основан на
интерференции звуковых волн. Простейшим акустическим фильтром (ре-
зонатором) служит параллельный трубопровод (обычно небольшого сече-
ния), длина которого отличается от основного на половину длины зву-
ковой волны той частоты, которую требуется погасить. В отличие от
буферной емкости, акустический фильтр, показанный на рис.У1.42, раз-
делен перегородкой на две неравные полости, сообщающиеся посредством
труб, открытых с концов и с отверстиями по длине. Такие же отверстия
имеют концы входной и выходной труб, введенных в противоположные
полости. При таком устройстве волна давления, разветвляясь и рас-
пространяясь по трубам и через боковые отверстия, проходит путь
различной длины. Этим достигается взаимное наложение смещенных

Рис. VL42. Акустический фильтр [16]

волн и гашение колебаний
в широком спектре раз-
личных частот при после-
дующем совмещении.

В конструкции акусти-
ческого фильтра (рис.
VI.42) приняты следующие
соотношения: диаметр ем-
кости Z?e = (44-5) dT (dT —
диаметр трубопровода);
длина емкости Le 3De;
объемы полостей со сто-

роны входа и выхода на-
ходятся в отношении 3:2; суммарная площадь сообщающих полости
труб несколько больше площади сечения трубопровода; длина перфори-

	р=0,5Мн/м2
/-	
а	Юге ри.
	
б	р-0,5 Мн/м2
	
ч»	

P=1fl Мн/м1	р=грмн/мг wwvw		Р~30Мн/мг

Р^рМн/н2		Р=2р Мн/м2		Р’ЗрМн/мг llltl > I 1 | f | * • I j * 1 I 1 1 il
				И

P-10 Мн/м*	р-грмн/н2	Р=3,0Мн/м2



р-0/5 Мн/м2	Р= 10 Мн/м2	Р=2рМч/м2	iWwhw Р=30Мк/ м2

р = 0,5Мн/м2	p = 1,0Mn/rf «ArtAvvvvvVVvVVH/VVVV	Р=2,0Мн/п\	р =3,0 Мн/м2
			

р=0,5 Мн/м2	р =1,0 Мн/м2	р=2,0Мн/м2	р=3,0 Мн/м2
			

Рис. VI.43. Пульсация давления (а) и вибрации трубопровода (б):

I — до установки емкости; II — с буферной емкостью; III — с акус-
тическим фильтром

рованных труб / = 2/3Ле, причем концы, выступающие в большую полость,
составляют 2/3/; диаметр отверстий в трубах d0 равен Расстояния
между отверстиями следует принимать около 3d0-
П. А. Гладких, исследовавший колебания давлений в связи с вибрацией
трубопроводов, произвел запись их величин до и после установки буфер-
ной емкости и фильтра и при различных давлениях от 0,5 до 3,0 MhIm2,
(рис. VI.43). Колебания давления и вибрации оказались пропорциональ-
ными давлению в трубопроводе. После установки буферной емкости у ци-
линдра те и другие снизились в 2 раза, а после установки равного по раз-
мерам фильтра — в 10 раз. Потеря давления в фильтре составила около 1 %.

К преимуществам акустических фильтров относится и то, что в них
происходит выделение масла и влаги, т. е. они выполняют функции масло-
влагоотделителей. Нужно, однако, отметить, что потеря давления в буфер-
ных емкостях меньше, чем в акустических фильтрах, и потому для меж-
ступенчатых линий, если нет особых требований к выравниванию давления
в них, лучше применять буферные емкости.

Расчет потерь энергии, возникающих в коммуникации компрессора при
резонансных колебаниях давления, затруднителен и недостаточно точен.
Но при проектировании компрессора основная задача состоит не в вычи-
слении этих потерь, а в устранении резонанса.

Для проверки отсутствия резонансных колебаний при испытаниях
компрессорных установок следует производить индицирование патрубков
цилиндров на стороне всасывания и нагнетания или примыкающих тру-
бопроводов.

При стендовых испытаниях компрессоров на заводе не всегда можно
предусмотреть возможные разновидности внешних линий компрессора —
всасывающей и нагнетательной, но форма межступенчатой коммуникации
сохраняется и выявленные в них чрезмерные колебания давления должны
быть устранены.

5. СУММАРНАЯ ПОТЕРЯ МОЩНОСТИ

В ГАЗОВОМ ТРАКТЕ

При отсутствии резонансных или близких к ним сильных колебаний
давления суммарная потеря мощности AN в газовом тракте находится
сложением затрат вследствие дросселирования газа в клапанах всех
ступеней kNK„ дросселирования в сопротивлениях всасывающей,
межступенчатых и нагнетательной линий коммуникаций компрессора
S ^Nkom и удара S kNyd

ДАТ = S Мкд + S \NK0M + S №yd.	(VI. 117)

Из трех слагаемых наиболее точно определяется S kNKA. Расчетные зна-
чения S kN ком и kN уд при отсутствии резонансных колебаний оказы-
ваются больше истинных. Буферная емкость у цилиндра на стороне нагне-
тания уменьшает величину Nyd настолько, что потерю от газового удара
можно не учитывать и вести расчет по упрощенной формуле

=	+	(VI.117')

Дополнительное повышение температуры газа к концу всасывания,
вызываемое потерей работы во всасывающих клапанах и всасывающей
линии ступени, учитывается предварительно в термодинамическом расчете
компрессора. В расчет вводится второй тепловой коэффициент %г, который
определяет возникающее под влиянием этих потерь тепловое расширение
газа и, следовательно, увеличение номинальной индикаторной мощ-
ности ступени NH0M. Поэтому для вычисления индикаторной мощности
компрессора NUHd, к к номинальной индикаторной мощности NH0M. к должны
быть добавлены лишь прямые потери AW

N инд. к ~ ном. к + AV.	(VI. 118)

Расчет потерь мощности требуется для правильного выбора двигателя.
В еще большей мере он нужен для выявления и устранения чрезмерных
потерь.

Анализ потерь производится с учетом косвенных потерь
определяющих приращение номинальной индикаторной мощности, при-
чем, повторяя вывод формулы (VI.53), находим

( — \

Д^«Оз.= \еА	(VI. 119)

где &Nec — прямая потеря мощности при всасывании, возникающая во
всасывающем клапане, всасывающей линии I ступени или на участке меж-
ступенчатой коммуникации после холодильника.

Окончательные размеры газовой коммуникации обычно устанавли-
ваются лишь в рабочем проекте. Поэтому в эскизном и техническом проек-
тах приходится ограничиваться вычислением потерь мощности только
в клапанах, а потери в коммуникации ступени учитывать по средним ста-
тистическим значениям коэффициента потери индикаторной мощности
ACUM(? (рис. 11.13), полагая, что на потери в коммуникации приходится 0,4
общей потери при всасывании и нагнетании

bNK0M = W&CUHdNH0M.	(VI. 119')

При построении индикаторных диаграмм учитывают средние относи-
тельные потери давления 6ве и 8Н, возникающие в процессе всасывания
и нагнетания. Они могут быть определены по рис. II. 14 с предварительным
вычислением коэффициентов потери индикаторной мощности

ДР ______ ^вс	  ANH

инд. вс	Д7	И инд. Н	Д7

ном	ном

\Синд (рис. 11.13), полагая, что на потери в коммуникации приходится 0,4
общей потери при всасывании и нагнетании

^NK0M = QA\CUHdNH0M.	(VI. 119')
Глава 111I КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
VII ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

1. ЦИЛИНДРЫ

Конструктивные формы цилиндров зависят от давления, производитель-
ности, типа, схемы и назначения компрессора. При проектировании учи-
тывают материал цилиндров, способ охлаждения, а также оборудование
и традиции завода-изготовителя.

Для давлений до 7 Мн/м* (при очень малых размерах и простых фор-
мах — до 22 Мн!м?) цилиндры отливают из серого и легированного чугу-

8=1100+850мм	850+700	700+630	630+530	520-380	380+300

р-0,35 Мн/м2 1,05	1,23	2,1	2,45	6,00

Чугун

8=330+ 230мм	230+190	190+150	140+100	130+100

р~9,15Мн/м2	17,5	24,5	42,0	70,0

Магниевый	Питал сталь	Кованая сталь

чугун

Рис. VII. 1. Ряд нормализованных цилиндров

(«Куппер—Бессемер», США)

нов; до 12 Мн!м? — магниевого (высокопрочного) чугуна с шаровидным
графитом и 25 Мн/м? — из стали; для давлений до 40 Мн/м? — выполняют
кованными из углеродистой стали, для более высоких давлений — кован-
ными из легированной стали.

В связи с нормализацией баз ведущие компрессоростроительные за-
воды произвели также нормализацию цилиндров, что наиболее целе-
сообразно для оппозитных компрессоров при расположении в ряду лишь
одного цилиндра. Нормализация цилиндров снижает трудоемкость и
сроки поставки компрессоров, особенно крупных, выпускаемых малыми
сериями.

При нормализации цилиндров выбирают нечастые ряды — затраты
на освоение производства широкой номенклатуры цилиндров могут
оказаться неоправданными. Сокращения номенклатуры цилиндров дости-
гают установкой в цилиндры втулок или изменением объема мертвого
пространства. В последнем случае в цилиндре предусматривают полости,
которые можно уменьшить вставками в виде колец (см. рис. VI 1.5) или
болванок (см. рис. IV.26) либо увеличить установкой колпаков различ-
ного объема — (см. рис. VII. 18).

Нормализованный ряд цилиндров, предназначенных для определен-
ной базы, показан на рис. VII.1. Цилиндры имеют различные диа-
метры, но рассчитаны на наибольшее давление, соответствующее пор-
шневой силе базы. В зависимости от давления выбирается материал
и форма цилиндра.

Цилиндры различных баз могут быть также частично унифициро-
ваны — меньшие цилиндры большей базы используются в качестве боль-
ших цилиндров для меньшей базы. Уменьшение хода поршня компенси-
руется увеличением ширины поршня, а для возможности присоединения
к различным рамам или параллелям между параллелями и цилиндром
предусматривают промежуточный фонарь.

КОНСТРУКЦИИ ЦИЛИНДРОВ

Рис. VI 1.2. Цилиндр на 4 Мн/м2 с воз-
душным охлаждением

Конструктивное выполнение цилиндров различно в зависимости от
диаметра, давления, рода сжимаемого газа, назначения компрессора
и ряда специальных требований в отношении регулирования производи-
тельности, обслуживания или смазки. В большей мере конструкция
цилиндров зависит от материала, выбранного для их изготовления.

Чугунные цилиндры. Для малых
стационарных бескрейцкопфных ком-
прессоров одинарного действия чугун-
ные цилиндры выполняются с отъемной
головкой. Клапаны располагают в го-
ловке или для упрощения конструкции
в разъеме между головкой и цилиндром.
Цилиндры выполняют двухстенными
с водяной полостью в кольцевом про-
странстве между внутренней и внешней
стенками, (см. рис. XI.2). Взамен внут-
ренней стенки часто устраивают мок-
рую (омываемую водой) втулку.

У компрессоров с воздушным охлаж-
дением цилиндры имеют на внешней
поверхности продольные или кольцевые
ребра. Крышки у них также делают
оребренными, но оребрение эффективно
только на стороне нагнетания. На рис.
VI 1.2 показана конструкция оребрен-
ного цилиндра среднего давления для
компрессора с воздушным охлаждением.

Цилиндры должны быть достаточно жесткими. Их деформации уси-
ливают износ рабочей поверхности зеркала цилиндра, поршня и поршне-
вых колец и вызывают необходимость в увеличении зазора между цилин-
дром и поршнем. У бескрейцкопфных компрессоров это увеличивает унос
масла из картера. Одностенные цилиндры с воздушным охлаждением имеют
меньшую жесткость, чем двухстенные с водяным охлаждением. Для умень-
шения деформации цилиндра шпильки крепления его крышки должны
быть расположены близко к стенке цилиндра.

Чугунные цилиндры компрессоров средней и большой производитель-
ности, имеющие, кроме рабочей полости, водяную рубашку, клапанные
коробки и каналы, соединяющие их со всасывающим и нагнетательным
патрубками, представляют собой сложные многослойные отливки (рис.
VII.3). Переднюю (обращенную к раме) торцевую стенку цилиндров
двойного действия отливают иногда заодно с корпусом, но целесообраз-
нее выполнять ее в виде отъемной крышки. Это дает возможность при-
менения расточных станков, обеспечивающих необходимую точность
обработки. Отъемную переднюю крышку часто объединяют с промежуточ-
ным фонарем для крепления цилиндра к параллели рамы во избежание
лишних разъемов (см. рис. Х.43, а).

Многие заводы изготовляют чугунные цилиндры составными из четырех
частей — корпуса, двух конических крышек и мокрой втулки. Соответ-
ствующий крышкам конический поршень отличается большой жесткостью
и малой массой. Составные цилиндры применяют для низких и средних
давлений в компрессорах средней и большой производительности
(рис. VII.4 и VII.5). Они удобны для унификации, так как путем замены
мокрой втулки легко изменяется диаметр цилиндра. В многорядном ком-
прессоре такие цилиндры устанавливаются вплотную друг к другу, притом
наклонно расположенные клапаны легко вынимаются. Вследствие этого
преимущества эти цилиндры часто применяют в многорядных оппозитных
компрессорах с малым расстоянием между рядами.

Составные цилиндры проще изготовить — для отливки частей можно
воспользоваться машинной формовкой. Литейные и температурные на-
пряжения в этих цилиндрах намного меньше, чем в цельных.

Равномерное охлаждение и нежесткое соединение с корпусом цилиндра
защищает втулку от различных деформаций, возникающих вследствие
неравномерности нагрева цилиндра, неточности монтажа трубопровода
и его теплового расширения, а также чрезмерного усилия при закреплении
клапанов винтами.

Уплотнение стыков между корпусом и крышками во избежание проте-
чек газа и воды в этих цилиндрах производят мягкими прокладками,
обычно выполняемыми из паронита. Для возможности достаточно сильного
обжатия этих прокладок, имеющих большую площадь, в конструкции
цилиндров предусматривают крепление крышек шпильками, расположен-
ными концентрично по внешнему и внутреннему контурам уплотнения.
Для размещения шпилек внутреннего контура ня крышках цилиндра часто
нет места — мешают клапанные крышки, вплотную примыкающие друг
к другу. В таких случаях применяют укороченные шпильки с гайками,
расположенными в газовой полости внутри крышек цилиндра (тогда
гайки завинчивают через клапанные окна) или в водяной полости. В по-
следнем случае гайки приходится выполнять глухими и завинчивать через
специальные лючки (рис. VII.5). Иногда ради упрощения конструкции
коническую крышку со стороны вала объединяют с корпусом (цилиндр
/ ступени на рис. IV.14). При таком выполнении требуется меньше механи-
ческой обработки, но уменьшаются возможности унификации и частично
теряется точность формы рабочей поверхности цилиндра при деформации
корпуса.

Составные цилиндры небольшого диаметра с двумя отъемными крыш-
ками применяют и для повышенных давлений, но клапаны располагают
в крышках радиально (рис. VII.6).

В случае применения нормализованных баз расстояние между рядами
компрессора часто оказывается недостаточным даже при расположении
цилиндров вплотную друг к другу. В этом случае несколько цилиндров
объединяют в общий блок (рис. VII.7). Блочные цилиндры сложнее отли-
вать и обрабатывать. Для размещения клапанов у них меньше места, чем
у отдельных цилиндров.

Циркуляционные компрессоры, как и компрессоры для магистральных
газопроводов, работают при малых отношениях давлений (в = 1,15-^2,0).


Рис. VI1.5. Сборный цилиндр крупного оппозитного компрессора («Дюжарден—Кларк», Франция)
Так как в этих условиях не возникает высоких температур газа, цилиндры
этих машин выполняются без водяной рубашки (рис. VII.8).

Вследствие малого отношения давлений экономичность этих машин
сильно уменьшается под влиянием газодинамических потерь. Для их
снижения увеличивают проходные сечения клапанов и патрубков. При
отсутствии водяной рубашки можно значительно расширить газовые ка-
налы цилиндров, что также весьма благоприятно для снижения газодина-
мических потерь.

Рис. VI 1.6. Сборный цилиндр с радиальным расположе-
нием клапанов в отъехмных крышках (р = 8,5 Мя/ж2)

В мотокомпрессорах фирмы «Кларк» применены так называемые
Н-блочные цилиндры. Всасывающие и нагнетательные патрубки, име-
ющие большой диаметр, выполнены у них сквозными и расположены так,
что вместе с проставочными «катушками» они образуют на стороне вса-
сывания и нагнетания буферные емкости, общие для нескольких ци-
линдров (рис. VII.9 и VII. 10). Отсутствие соединительных труб между
цилиндром и буферной емкостью, по данным фирмы, значительно умень-
шает колебания давления в линиях всасывания и нагнетания и снижает
потери энергии.

В конструкциях чугунных цилиндров сопряжения стенок следует
выполнять скругленными (см. рис. XI.21)—это увеличивает податли-
вость стенок и уменьшает усадочные и температурные напряжения.
Рис. VI1.7. Блок цилиндров I и III ступеней кислородного компрессора рис. XI. 18
Наличие ребер жесткости между внутренней и наружной цилиндрическими
стенками увеличивает напряжения и приводит к образованию трещин.
Во избежание усадочных раковин и значительных литейных напряжений
недопустимы резкие изменения толщины стенок. Различие в толщинах
стенок не должно быть более 30%, причем между стенками разной толщины
нужно предусматривать плавные переходы.

Л-Л	Б~Б

Рис. VII.8. Цилиндр компрессора (для магистральных газопроводов),
выполненный без охлаждающей рубашки

Стальные цилиндры. По условиям изготовления литые и кованые
стальные цилиндры выполняются упрощенной формы (рис. VII. 11 иVII. 12),
причем те и другие часто сваривают из частей. Кованые цилиндры больших
размеров следует сваривать из частей, выбранных таким образом, чтобы
заготовку каждой из них можно было хорошо проковать. При небольших
размерах металл проковывается легче и лучше, в результате чего полу-
чаются цилиндры с высокими механическими свойствами в наиболее
напряженных зонах. Но для этого требуется по крайней мере трехкрат-
ная ковка в различных направлениях.

В кованых цилиндрах двойного действия газовые каналы в зави-
симости от давления выполняют приваркой труб (рис. VII. 13) или

высверливанием отверстий в поковке (рис. VII. 12). В литых цилиндрах
каналы чаще всего получают в литье, но выполняют и приваркой труб
к клапанным коробкам (рис. VII. 15).

При возможности изготовить цилиндры литыми или коваными следует
учитывать, что газовым каналам литых цилиндров легче придать плавную,

Рис. VII.11. Стальной литой цилиндр высокого давления («Куппер—Бессемер»)

хорошо обтекаемую форму. Кроме того, изготовление литых цилиндров
дешевле — оно менее трудоемко, а вследствие меньшие отходов затрачи-
вается почти вдвое меньше металла.

Рис. VII. 12. Кованый цилиндр высокого давления со сверлеными
каналами («Куппер — Бессемер»)

Применяют цилиндры с коваными частями, приваренными к литым.
На рис. VII. 14, а показан сварной цилиндр V—VI ступеней на давления
9,5 и 23 Мн/м2. Часть цилиндра, относящаяся к V ступени, выполнена
литой, а к VI ступени — кованой. У цилиндра на рис. VII. 14, б к сварен-
ным между собой литым частям 1 и 3 приварены кованые фланцы 2 и пояс
рубашки водяного охлаждения 4.

10 М. И. Френкель	289
Нагнетание	всасывание
Стальные литые и кованые цилиндры часто выполняют составными
(рис. VII.15—VII.17). Если составным выполнен цилиндр двойного дей-
ствия, то патрубки для подвода и отвода газа предусматривают отдель-
ными для каждой стороны цилиндра.

Наибольшие напряжения в цилиндрах высокого давления возникают
у входа радиальных каналов в полость цилиндра. Максимальными яв-
ляются касательные напряжения, действующие в точке пересечения вну-

Рис. VII. 14. Выполнения сварных цилиндров: а — цилиндр для двух ступе-
ней одинарного действия: слева поковка (рк ~ 23 Мн/м2), справа — сталь-
ное литье (рк — 9,5 Мн/м2)-, б — цилиндр двойного действия; в — цилиндр
одинарного действия с уравнительной полостью, сваренный из литых частей
(размер q на узле / — припуск на последующую обработку)

тренних поверхностей канала и цилиндра с осевой плоскостью цилиндра.
Там наиболее вероятно появление начальных трещин усталостного разру-
шения. Поэтому места сопряжения радиальных каналов с цилиндром
должны быть скруглены пологим радиусом, а при давлениях выше
50 Мн/м2 тщательно отполированы.

Значительного повышения прочности кованых цилиндров достигают
автофретированием — в результате остаточных деформаций под влиянием
высокого гидравлического давления, которому при упрочнении этим спо-
собом подвергают цилиндр, на внутренней поверхности стенок остается
напряжение сжатия. Оно препятствует развитию микротрещин и усталост-
ному разрушению цилиндра при переменных растягивающих напря-
жениях.

Для повышения прочности цилиндра применяют также скрепляющие
болты, которые располагаются по бокам клапанных гнезд таким образом,

Рис. VII. 15. Блок цилиндров V и VI ступеней оппозитного шестиступенчатого ком-
прессора {V & 2,8 мЧсек, рк = 45 Мн/м2). Цилиндр V ступени выполнен сварным,
VI ступени — составным («Борзиг»)

Рис. VII. 16. Двухслойный цилиндр сверхвысокого давления, рк = 150 МяЛи2,
с диаметром плунжера 56 мм («Эслинген», ФРГ)

чтобы вызывать в наиболее нагруженных зонах высокие напряжения
сжатия. Скрепляющие болты применяют как для литых цилиндров
(рис. VII. 11), так и кованых (рис. VII. 12). Во избежание деформации стенки
между отверстием под болт и полостью цилиндра посадку болтов следует
выполнять напряженной. Окончательная обработка полости цилиндра
производится при затянутых болтах.
Рис. VII. 17.’ Цилиндр высокого давления с комбинированным клапаном. Охлаждение маслом («Борзиг»)
Каналы к клапанам, выполненные в головке цилиндра (рис. VII. 15
и VII. 16), для снижения напряжений расположены под углом друг к другу
и сопряжены с полусферической полостью в торце цилиндра.

Для давлений выше 50 Мн/м? целесообразно избегать радиальных кана-
лов в рабочую полость цилиндра. В этом случае цилиндры выполняют
с комбинированным клапаном, а каналы, которые служат для подвода и
отвода газа, находятся за пределами рабочей полости обычно в съемной
крышке цилиндра (рис. VII. 17). Давление там почти постоянно и поэтому
опасности усталостного разрушения при таком выполнении нет. Смазоч-
ные каналы также являются концентраторами напряжений, поэтому
смазку в такие цилиндры подводят через сальник или вместе с газом
через всасывающий Патрубок.

При давлениях выше 40 Мн/м2, сжатие газов в большинстве случаев
осуществляют не поршнем, а плунжером, который уплотнен в сальнике,
а в полость цилиндра входит с зазором (рис. VII. 16 и VII. 119).

Во избежание возможных перекосов, чрезвычайно снижающих срок
службы сальника, его следует располагать в гнезде цилиндра, а не в отъем-
ной части. Цилиндры высокого давления часто выполняют со сквозным
штоком. В таких конструкциях требуется особенно строгая соосность
обоих сальников и рабочей поверхности цилиндра. В связи с этим сальники
располагают не в крышках, а В корпусе цилиндра, причем для возмож-
ности установки поршня увеличивают гнезда под сальники, помещенные
в стаканы (рис. VII. 18).

9 При нарушении соосности возможен изгиб и поломка штока, особенно
опасная со стороны свободного конца (контрштока) — под давлением газа
обломок штока вырывается из цилиндра, а сжатый газ получает выход.
В конструкции цилиндра (рис. VII. 18) для контрштока предусмотрен за-
щитный кожух с расположенной в торце войлочной вставкой на случай
удара.

Предельные давления, при которых еще возможно уплотнение поршня
кольцами, определяется износоустойчивостью поршневых колец. На
рис. VII. 19 показана конструкция цилиндра этиленового компрессора на
давление 220 Мн!м2 с уплотнением поршневыми кольцами. Цилиндры
снабжены втулкой, которая выполнена металлокерамической из карбида
вольфрама с содержанием 6% кобальта и 0,5% карбида титана и имеет
твердость HRC 88—92. Посадка втулки с натягом 0,15—0,18 мм выбрана
с расчетом, чтобы напряжение сжатия в ней (500 Мн/м2) было значительно
выше, чем растяжения под давлением газа. Размер пор в материале втулки
не более 3—5 мкм. Класс чистоты поверхности втулки V12. Высокая
точность обработки задана допусками — разностенность не более 10 мкм,
любые отклонения от цилиндричности (конусность, эллиптичность, бочко-
образность) — не более 5 мкм. В связи с высоким давлением газа цилиндр
выполнен двухслойным. Поршневые кольца — чугунные с запрессован-
ными бронзовыми поясками. Срок службы втулки — 4500 ч, колец —
1500 ч. Этилен, вытекающий через неплотности поршня и охлаждающийся
вследствие дросселирования, омывает цилиндр снаружи и отводится через
боковую трубу.

Рабочая поверхность цилиндров. Втулки. Чтобы не допускать на
рабочей поверхности цилиндра образования уступов от выработки коль-
цами, ее заканчивают коническими сбегами, расположенными таким обра-
зом, что при нагретых поршне и штоке первое и последнее кольца пере-
бегают кромки рабочей поверхности на 1—2 мм. Цля облегчения сборки
цилиндра с поршнем конический сбег на входе в цилиндр расширяют
иногда до диаметра свободных поршневых колец (рис. VII.20). Угол
сбега обычно выбирают равным 15°. В случае дифференциального поршня,
Рис. VIL18. Цилиндр высокого давления со сквозным штоком («Дюжарден — Кларк»). Внизу справа—схема присоединения
буферных емкостей
Рис. VII. 19. Цилиндр компрессора для этилена р = 220 Мн!м2
(«Бурхардт», Швейцария)
8
когда при сборке нет возможности направить поршневые кольца, конус
расширяют еще больше — с расчетом на их одностороннее смещение.

Если поршни горизонтальных компрессоров имеют несущую поверх-
ность по обе стороны колец, то конические сбеги целесообразно заменить
круговыми канавками и удлинить зеркало цилиндра настолько, чтобы
поршень в крайних положениях не свешивался. Такое выполнение умень-
шает износ цилиндра и поршня и предотвращает стуки в цилиндре, воз-
можные при неточной сборке. Во избежание закусывания кольца при
сборке канавки должны быть узкими или выполнены с пологими сбегами.

Посадочный диаметр под крышку выполняют несколько большим,
чем у зеркала цилиндра. Это дает возможность сохранить крышку в случае
последующих расточек цилиндра.

Износ цилиндров или втулок, больший на ступенях высокого давле-
ния, различен по длине цилиндра — он наиболее значителен в конце
втулки у клапанов. Причина увеличенного износа в этом месте состоит
в «прихватывании» колец ко втулке вследствие снижения скорости поршня
у мертвой точки при высоком удельном давлении, создаваемом кольцами.

Средствами снижения износа являются: точная центровка и соосное
направление поршня в цилиндре; равномерное охлаждение цилиндра;
очистка всасываемого газа; тщательное удаление формовочной земли из
литых каналов цилиндра, окалины и грязи из трубопроводов и аппа-
ратуры; правильный выбор марки смазывающего масла. Износ уменьшают
также применением хромированных втулок, хромированных колец при
нехромированных втулках и выполнением втулок стальными азотиро-
ванными.

Для достижения соосности цилиндра и крейцкопфа центрирующий
бурт цилиндра должен быть строго концентричен его рабочей поверхно-
сти, а привалочная плоскость перпендикулярна оси цилиндра. При вы-
полнении бескрейцкопфных компрессоров требуется строгая взаимная
перпендикулярность осей цилиндров и вала. Во всех случаях, чем выше
давление, тем точнее должна быть сборка.

Точность обработки и класс посадки при изготовлении цилиндров
принимают следующими: посадка центрирующего бурта цилиндра и рамы,
а в составных цилиндрах посадка соединения цилиндра с его крышкой
со стороны рамы — по выполнение зеркала цилиндра крейцкопфных
и бескрейцкопфных компрессоров — по А; овальность и конусность зер-
кала цилиндра — не более половины допуска на диаметр по второму
классу точности; неперпендикулярность привалочной плоскости цилиндра
к оси зеркала цилиндра — не более 0,02 на 100 мм радиуса.

Износ цилиндров и втулок снижается также с повышением чистоты
обработки рабочей поверхности. Класс чистоты обработки зеркала ци-
линдров низкого давления для бескрейцкопфных и крейцкопфных ком-
прессоров должна быть не ниже V8 и лишь для цилиндров диаметром
свыше 700 мм — не ниже V6—V7. Для цилиндров среднего и высокого
давления требуются классы чистоты V9—V10. Износ минимален при
высоте неровностей, соответствующей классу чистоты обработки V12.
Дальнейшее повышение класса чистоты мешает удержанию масляной
пленки на рабочей поверхности и вызывает усиление износа.

При выполнении поршневых колец из текстолита, капрона или раз-
личных композиций фторопласта износ втулок снижается в несколько раз.
В случае применения этих материалов требуется выбирать класс чистоты
обработки рабочей поверхности цилиндра (втулки) не ниже V 8—V9.

В цилиндры часто вставляют «сухие» втулки из перлитного чугуна,
обладающего более высокими антифрикционными свойствами и улучшен-
298
ной структурой по сравнению с обычным литейным чугуном; тем самым
повышается износоустойчивость рабочей поверхности и одновременно
снижаются требования к отливке цилиндров. Но наличие «сухих» вту-
лок ухудшает охлаждение. Поэтому в чугунных цилиндрах их приме-
няют главным образом при сжатии загрязненных газов. К установке
«сухих» втулок часто прибегают для исправления дефектов отливки ци-
линдров.

В стальных литых или кованых цилиндрах, материал которых склонен
к образованию задиров, необходимо применение втулок. Толщину втулок
выбирают минимальной по условиям изготовления и сборки: 8—10 мм
при средних диаметрах и 16—25 мм — при больших. Для унификации
корпусов цилиндров толщину втулок иногда увеличивают.

«Сухие» втулки применяют двух разновидностей. К первой относятся
втулки с фиксирующим буртом или упором, причем посадка их в цилиндр
должна быть выполнена свободной или с небольшим натягом. Ко второй
разновидности относятся гладкие втулки, устанавливаемые в цилиндр
с большим натягом, но выполненные без фиксирующего бурта или упора.

Фиксирующий бурт (рис. VII. 15) воспринимает значительную пере-
менную по величине нагрузку, создаваемую давлением газа на торец
втулки. К возникающим у бурта напряжениям добавляются другие, вызы-
ваемые силой трения при температурных деформациях, увеличивающих
или уменьшающих длину втулки в цилиндре. Первое происходит при пуске
компрессора, второе — при остановке. Трение, сила которого зависит от
натяга, увеличивающегося вследствие нагрева, препятствует перемеще-
нию втулки в цилиндре, вызывая соответственно напряжения сжатия или
растяжения. Действующие силы так велики, что иногда приводят к попе-
речному излому втулки у бурта. Такие изломы часты у цилиндров высо-
кого давления, отличающихся большим отношением длины к диаметру.
К тому же посадку втулки у них обычно производят с большим натягом,
чем у цилиндров низкого давления.

У втулок с буртом чрезмерный натяг может вызвать разрушение
втулок в поперечном направлении, а увеличенный зазор — разрыв по
образующей. Для предотвращения того и другого приходится уменьшать
поле допусков, назначая отклонения от фактических размеров обработан-
ного цилиндра. Посадку с натягом рекомендуется допускать только на
одной трети длины втулки со стороны бурта и величину натяга выбирать
равной (0,00014-0,0003) D, гдеО — внешний диаметр втулки, а на осталь-
ной части длины втулки предусматривать зазор, равный (0,000054-
4-0,0001) D. Для возможности удлинения при нагреве между свободным
концом втулки и крышкой цилиндра должен быть предусмотрен темпера-
турный зазор.

При выборе места расположения бурта по длине втулки цилиндра высо-
кого давления учитывают, что клапанные окна ослабляют втулку. Поэтому
бурт часто располагают не у крышки, а после клапанных окон. Переход
ют цилиндрической части к бурту для уменьшения концентрации напряже-
ний выполняют с радиусным поднутрением и коническим сбегом. Очень
важно обеспечить строгую перпендикулярность бурта к оси цилиндра для
контакта по всей опорной поверхности.

При цилиндрах в дифференциальном блоке обрыв втулки цилиндра
высокого давления и попадание ее кусков в цилиндр низкого давления при-
водит к тяжелой аварии. Для предотвращения этого в конце цилиндра
высокого давления предусматривают предохранительный упор в виде
бурта или ввинченного кольца, расположенных таким образом, чтобы
между свободным концом втулки и предохранительным упором был обес-
печен температурный зазор не менее 1,5—2 мм.
В цилиндрах высокого давления применяют также втулки без фикси-
рующего бурта у крышки, но с упором у противоположного конца ци-
линдра (рис. VII.20). Такие втулки, устанавливаемые с диаметральным
зазором, постоянно прижаты к упору цилиндра пружинами и давлением
газа. Сила пружин должна превышать силу трения поршневых колец на
холостом ходу. Конструкция в ряде случаев оказывается недостаточно
надежной. Вследствие большой толщины втулки на торец ее действует
значительная переменная сила, воспринимаемая упором цилиндра. Но
наибольшие напряжения могут возникнуть в цилиндре под влиянием
тепловых деформаций втулки. Свободный конец втулки, расположенный
у крышки цилиндра, находится в зоне наиболее высоких температур
и активного теплообмена с газом и при пуске компрессора нагревается
прежде других участков втулки. В случае недостаточного зазора сво-
бодный конец втулки защемляется в цилиндре, и тогда вследствие удли-
нения при нагреве остальной части втулки возникает сила, отрывающая
конец цилиндра по контуру упора. Для предотвращения такого рода
разрушений увеличивают зазор между втулкой и цилиндром. Целесооб-
разно также уменьшение толщины втулки.

В цилиндрах двойного действия применяют иногда свободно посажен-
ные гладкие втулки без бурта, но с компенсирующими упорными про-
кладками, устанавливаемыми с одного или обоих торцов. При закре-
плении крышки цилиндра прокладки деформируются и фиксируют поло-
жение втулки, исключая возможность ее смещения и ударов под влиянием
знакопеременной силы давления газа. Компенсирующую прокладку
в форме кольца получают спиральной навивкой тонкой гофрированной
ленты из нержавеющей стали, причем концы ленты припаивают.

Гладкие втулки, устанавливаемые без фиксирующего бурта или
упора в цилиндре, но с большим натягом, наиболее просты в изготовле-
нии и надежны в эксплуатации. Они применяются для цилиндров различ-
ных ступеней, в том числе высокого давления. На рис. VII.21 показан
цилиндр среднего давления двойного действия с втулкой такой разно-
видности'. В цилиндрах одинарного действия для ступеней высокого давле-
ния предусматривают предохранительный уступ на свободном конце
цилиндра, но втулку устанавливают так, чтобы между торцом ее и усту-
пом был небольшой зазор для теплового расширения втулки.

Натяг посадки исключает опасность осевых смещений втулки, но не
устраняет продольных деформаций и сдвига концов втулки относительно
цилиндра, возникающих под давлением газа и вследствие нагрева или
охлаждения втулки.

Давление газа на торец втулки, посаженной с натягом, деформирует
ее на участке 1Р (м), на котором сила давления газа уравновешивается
силой трения

где р — избыточное давление газа на торец втулки, н!м2\ f — площадь
поперечного сечения втулки, м\ гтр — сила трения на единицу длины
втулки, н/м.

Решая задачу в первом приближении, примем втулку тонкостенной,
а цилиндр абсолютно жестким. При таком условии

^тр " Уя&цЕзктр,

где б0 — относительный натяг, выраженный в долях наружного диаметра
втулки; Е — модуль упругости материала втулки, н!м2; s — толщина
втулки, м; kmp — коэффициент трения.

Учитывая, что для тонкостенной втулки / = nDs, где D — ее наруж-

ный диаметр, находим

/ = pD

* 2dQEkmp ’

(VII. 1)

При снятии давления проявляется сила упругости втулки и под ее
влиянием конец втулки сдвигается в обратную сторону, причем сила
трения также изменяет свой знак. Напряжение сжатия, линейно изменя-
ющееся на длине 1р от значения р у торца до нуля в начале неподвижного
участка, после снятия давления снижается, но только на внешнем
участке-^-, где сила упругости больше силы трения.

Учитывая это обстоятельство и то, что изменение давления в цилиндре
происходит от рвс до рН1 находим длину участка, на которую распростра-
няются циклически повторяющиеся сдвиги,

/' _ (Рн—Рвс)О
р	4do£ &тр

(VII.Г)

Трение противодействует не только сдвигу втулки от давления газа,
но и ее тепловому расширению. При нагреве средняя часть втулки остается
неподвижной и в ней возникает напряжение о (кЛи2), значение которого
определяется выражением

о = аЕ А/,

где а = (10-ь11)-10"6 град"1 — линейный коэффициент теплового рас-
ширения, принятый здесь одинаковым для материалов втулки и цилин-
дра; А/ — разность температур, средних по толщине втулки и ци-
линдра.

При нагреве сдвигу подвергаются только концы втулки, и для опреде-
ления участка сдвига 1Т можно воспользоваться зависимостью (VII. 1),
заменив в ней давление р напряжением о,

/ — а

(VI 1.2)

Повторные нагревы (при каждом пуске компрессора), как и циклически
изменяющееся давление газа, вызывают смещение втулки на участке поло-
винной длины. Следовательно,

_ a&tD

(VI 1.2')

Смещения не суммируются, но каждый из участков 1Р и 1т должны быть
значительно меньше половины длины втулки, так как вследствие цикли-
ческих сдвигов натяг у подвижных концов станет со временем слабее и
в результате этого сдвиг распространится на большие участки.

Из формул (VII.Г) и (VI 1.2') видно, что для уменьшения длины уча-
стков ip и 1т требуется увеличить 6о- Поэтому посадку следует выполнять
с натягом, близким к предельно допустимому по условиям прочности
втулки. Можно рекомендовать б0 = (0,8-И,2) • 10"3, причем большие из
значений 60 относятся к втулкам цилиндров высокого давления. Тол-
щина втулки не влияет на размер участков Гр и Гт. Поэтому ее следует
выбирать умеренной, в пределах s = 10-е-12 мм.

Если принять для чугунной втулки ступени высокого давления рн =
= 40 Мн/м\ рвс = 15 Мн!м\ So = 0,8-10"3; Е = 0,13-106 Мн!м2 и
kmp = 0,2, то по формуле (VII.Г)

/' _	(40 —15) Д

р “ 40,8-10"3-0,13106’0,2 v’ ’
У втулок цилиндров низкого давления участок 1Р короче, чем у высокого,
так как давления по ступеням компрессора, как правило, приблизительно
обратно пропорциональны квадрату диаметра цилиндров.

Принимая Д/ = 25° С, находим по формуле (VII.2')

т 4-0,8-10"3-0,2 —

У ступеней низкого давления следует ожидать меньшей разности
температур Д/ и соответственно меньших значений отношения ItID.

При большом натяге посадку втулок осуществляют, применяя охла-
ждение жидким азотом; для удаления таких втулок требуется расточка.

Применение в бескрейцкопфных компрессорах с водяным охлажде-
нием чугунных «мокрых» втулок упрощает отливку цилиндров и значи-

6)	г)

Рис. VI 1.22. Конструктивные элементы
мокрых втулок: а — бурт втулки;
б—уплотнение свободного конца втул-
ки сальником; виг — уплотнение ре-
зиновыми кольцами

резиновые кольца должна быть несколько

тельно снижает в них внут-
ренние напряжения. Уплот-
нение бурта мокрой втулки,
расположенного со стороны
крышки, достигается путем
его притирки или посред-
ством мастики. Форма бурта
показана на рис. VII.22, а.
Противоположный конец
втулки, расположенный на
выходе из водяной полости,
уплотнен сальником (рис.
VII.22, б) или резиновыми
кольцами (рис. VI 1.22, виг).
Резина практически не изме-
няет своего объема, поэтому
площадь сечения ручьев под

больше площади сечения колец. Размеры канавок для уплотнения втулки
резиновыми кольцами (рис. VII.22, в) выбирают по ГОСТу 9833—61 в зави-
симости от диаметра уплотнения.

Расположение клапанов. Одной из наиболее важных задач проекти-
рования цилиндров является выбор числа и размера всасывающих и нагне-
тательных клапанов и расположение их на цилиндре, при котором объем
мертвого пространства минимален, а клапаны доступны при монтаже и
демонтаже. На ступенях низкого и среднего давлений часто устанавливают
по несколько всасывающих и нагнетательных клапанов в каждой полости
цилиндра. При этом руководствуются также соображениями унификации:
для различных ступеней во многих случаях применяют одинаковые кла-
паны, но изменяют их количество.

Встречающиеся расположения клапанов в цилиндрах показаны на
рис. VII.23. Цилиндры бескрейцкопфных компрессоров устраивают
с индивидуальными клапанами (схема а) или комбинированными, находя-
щимися в плоскости крышки (схемы г и д). Комбинированные дают воз-
можность более полно использовать торцевую площадь крышки и полу-
чить большие проходные сечения для газа, чем индивидуальные
(рис. VII.24). Значительная часть площади под индивидуальными клапа-
нами, расположенными в крышке, находится за пределами окружности
цилиндра, в связи с этим требуется устройство в цилиндре ниш для про-
хода газа, что намного увеличивает мертвое пространство.

Для облегчения выемки комбинированного клапана, показанного на
схеме рис. VII.23, а, всасывающая и нагнетательная трубы присоединены

не к крышке, а к корпусу цилиндра, причем в клапане сделаны окна для
сообщения полостей крышки с боковыми каналами цилиндра.

У крейцкопфных компрессоров клапаны размещают в цилиндре или

крышке так, что их оси расположены радиально, наклонно или парал-
лельно оси цилиндра. Радиальное расположение клапанов в цилиндре
(рис. VII.23, /с), распространенное в компрессорах средней и большой про-
изводительности, дает возможность разместить клапаны достаточно боль-
шого проходного сечения. Однако при этом увеличивается объем мертвого
пространства. Это относится и к расположению клапанов в кольцевой
камере вокруг цилиндра (всасывающий клапан под нагнетательным в па-

раллельных плоскостях — рис. VI 1.23,

затруднен также доступ к вса-
сывающим клапанам, а вса-
сываемый газ нагревается от
нагнетательных.

При радиальном располо-
жении клапанные гнезда вы-
полняются в виде круглого
окна с непосредственным вы-
ходом в полость цилиндра
(рис. VI 1.6) или с переход-
ным конусом в гнезде, закан-
чивающимся овальным окном
(рис. VII.3 и VII.20). При
гнездах первого вида намного
уменьшаются наружный диа-
метр цилиндра и объем мерт-
вого пространства и устра-
няется сопротивление потоку

и). При таком расположении

газа в переходном конусе
между клапаном и полостью
цилиндра, величина которого
достигает 30—50% сопротив-
ления клапана. Несмотря на

Рис. VI 1.24. Расположение клапанов на торцевой
площади крышки цилиндра: а и б — индивидуаль-
ные клапаны (рис. VII.23, а); в и г — комбиниро-
ванные (рис. VI 1.23, г и д)

то, что при этом возникает необходимость удлинения поршня, чтобы край-

нее поршневое кольцо не переходило через кромку клапанного окна,
такая форма гнезд заслуживает предпочтения. К тому же концентрация
напряжений в стенке цилиндра при гнездах с круглым окном намного
меньше, чем при конических с овальным окном. Это обстоятельство

важно для цилиндров высокого давления.

В цилиндрах низкого и среднего давления клапаны обычно заглублены
в окно втулки. На ступенях же высокого давления, как правило, не дела-
ют. Поэтому втулку иногда используют для защиты цилиндра от разру-
шения при поломке клапана—в ней вместо клапанных окон предусматри-
вают множество небольших отверстий, расположенных против клапанных
гнезд (рис. VII.18).

В конструкциях цилиндров двойного действия часто сочетают различ-
ное расположение клапанов — клапаны полости со стороны крышки для
уменьшения мертвого пространства и длины цилиндра устанавливают
в крышке, а клапаны полости со стороны вала — радиально на боковой
поверхности цилиндра (рис. XI. 17).

Одним из наиболее благоприятных является наклонное расположение
клапанов на конических крышках (рис. VII.4 и VII.5). Оно дает возмож-
ность устанавливать соседние цилиндры вплотную друг к другу и позво-
ляет размещать клапаны сравнительно большого проходного сечения при
небольшом мертвом пространстве, с сохранением на цилиндре достаточ-
ного места для присоединительных патрубков (см. рис. VII.35). Кроме
того, при таком расположении клапанов достигается равномерное охла-
ждение втулки цилиндра.

Одиночные в ряду или концевые в дифференциальном блоке цилиндры
одинарного действия ступеней высокого давления часто выполняют с ком-
бинированными круглыми клапанами. Применение их дает возможность
уменьшить мертвые пространства и предельно упростить форму цилиндра.

У цилиндров одинарного действия с целью увеличить проходные
сечения клапанов в ряде случаев всасывающий клапан устанавливают
в поршне. Такое устройство применяют как для небольших бескрейцкопф-
ных компрессоров (рис. VI 1.23, ж), так и для крупных крейцкопфных —
в цилиндрах высокого давления. При этом всасывающий и нагнетатель-
ный патрубки сообщаются с различными полостями цилиндров, а саль-
ник в цилиндре высокого давления находится под давлением всасывания
и не подвергается влиянию высокой температуры газа.

Сжатие тяжелых углеводородных газов часто сопровождается выде-
лением конденсата. Конденсация возможна также при сжатии углекис-
лого газа. В горизонтальных компрессорах для таких газов нагнетатель-
ные клапаны во избежание гидравлического удара располагают в ниж-
ней части цилиндра или применяют наклонное расположение клапанов
(рис. VII.21).

При большом диаметре цилиндра клапаны располагают вокруг
цилиндра. Для удобства обслуживания нижних клапанов горизонталь-
ных цилиндров в фундаменте под ними должны быть предусмотрены
ниши, а у компрессоров с подвалом — площадки для обслуживания
(см. рис. V.8).

Выбирая количество клапанов, учитывают, что при увеличении их
числа при заданном суммарном проходном сечении уменьшается длина
цилиндра и объем его мертвого пространства, а в случае крупных ци-
линдров исключается к тому же необходимость применения неудобных
в эксплуатации крупныхz клапанов.

Но если клапаны расположены вплотную друг к другу вокруг ци-
линдра, то дальнейшее увеличение числа клапанов возможно лишь
с уменьшением их диаметра. Так как эквивалентная площадь клапанов
пропорциональна квадрату диаметра, то суммарное проходное сечение
клапанов уменьшается, а скорость газа увеличивается.

z В крупных цилиндрах низкого давления обычно устанавливают по
три, реже по четыре или пять всасывающих и столько же нагнетатель-
ных клапанов для каждой полости. В цилиндрах среднего и высокого
давлений располагают по два или три клапана того и другого назна-
чения (рис. VI 1.8 и VII. 18), но часто ограничиваются одним всасываю-
щим и одним нагнетательным.

Температура стенок цилиндра у нагнетательных клапанов значи-
тельно выше, чем у всасывающих, что приводит к деформации цилиндра
и усилению его износа. При расположении клапанов в крышках дости-
гается равномерный нагрев по всей окружности цилиндра.

При избыточном поступлении масла в цилиндр возможно его скопле-
ние у клапанов. Масло в этом случае задерживает движение клапанных
пластин, и они, запаздывая, садятся с ударом и подвергаются разрушению.
Во избежание скопления масла у клапанов следует предусматривать
сверления 1 и 2 в фонаре и гнезде клапана (рис. VI 1.25).

Патрубки и каналы. Выбирая расположение всасывающего и нагнета-
тельного патрубков, учитывают условия размещения аппаратуры и ком-
муникации.
У цилиндров горизонтальных, Г- и П-образных компрессоров с аппа-
ратурой, расположенной в подвале, оба патрубка находятся в плоскости,
перпендикулярной оси цилиндра, и направлены вниз — наклонно,
в обход фундамента, или вертикально, в проем в фундаменте. У цилиндров
компрессоров с относительно коротким ходом поршня, в том числе оппо-

зитных, мало места для такого

расположения патрубков. У них
патрубки располагают с проти-
воположных сторон цилиндра —
у горизонтальных цилиндров
сверху и снизу, причем у цилин-
дров низкого давления их выпол-
няют овальными, с сужением
вдоль оси цилиндра и большим
расширением в перпендикуляр-
ном направлении, иногда до раз-
мера, равного внутреннему диа-
метру цилиндра (рис. VII. 35).

Для лучшего удаления пыли,
отработанного масла и конден-

Рис. VI 1.25. Отверстия для отвода масла в фо-
наре (/) и гнезде (2) клапана

сата у горизонтальных цилиндров всасывание производят через верхний
патрубок, а нагнетание — через нижний. Всасывающие и нагнетательные

клапаны, находящиеся на верхней и

Рис. VI 1.26. Корпус цилиндра с патрубками,
расположенными по касательным к нему

нижней полуокружности цилиндра,
располагают симметрично патруб-
кам, так что при нескольких кла-
панах поток газа распределяется
поровну на две стороны.

На пути из патрубка в каналы
цилиндра и обратно происходит
резкий поворот потока. Для умень-
шения местного сопротивления со-
пряжение каналов с патрубками
выполняют обтекаемыми, со скруг-
лением углов (рис. VI 1.4).

На рис. VII.26 показан вариант
выполнения корпуса сборного ци-
линдра, аналогичного приведен-
ному на рис. VI 1.4, но с каса-
тельными патрубками. При распо-
ложении двух цилиндров одной
ступени вплотную друг к другу
предусматривается правая и левая
сборка цилиндров, удобная для
компоновки машины (рис. XI.7) —
при симметричном расположении
патрубков цилиндры соединены
наиболеее короткими каналами
с общим холодильником. К тому
же при нагреве холодильника оси

цилиндров подвергаются меньшему искривлению.

В ряде случаев верхняя разводка трубопровода с установкой буфер-
ной емкости над цилиндром затруднительна, а при газовых линиях боль-
шой длины приводит к усилению вибрации. Цилиндр газоперекачиваю-
щего компрессора, показанный на рис. VI 1.8, нарочито удлиненный,
выполнен только с нижними патрубками, расположенными в плоскости
осевого сечения на таком расстоянии друг от друга, что под каждым пат-
рубком можно поместить буферную емкость. Клапаны обоих полостей
цилиндра находятся между патрубками. Это усложняет форму газовых
каналов цилиндра, но из-за отсутствия водяной рубашки не приводит
к значительному увеличению его диаметра.

В конструкциях вертикально-горизонтальных и оппозитных воздуш-
ных компрессоров общего назначения, выпускаемых фирмой «Ингерсолл-
Рэнд», патрубки находятся не у цилиндра, а у станины и сообщены
с цилиндром через каналы в присоединительных фланцах. Такое распо-
ложение патрубков исключает деформацию цилиндров при нагреве или
неточности монтажа труб. У двухступенчатого компрессора завода
«Борец» (см. рис. XI. 17) межступенчатые газовые каналы находятся
в станине и цилиндр / ступени имеет лишь всасывающий патрубок, а II
ступени — нагнетательный.

Цилиндры высокого давления иногда не имеют патрубков и всасы-
вающие и нагнетательные трубы у них присоединяются непосредственно
к клапанным крышкам (рис. VII. 15 и VII. 16). При таком выполнении
упрощается конструкция цилиндра, отсутствуют резкие повороты потока
газа в его каналах, вследствие чего ослабляется вибрация, но обслужи-
вание компрессора становится сложнее — для смены клапанов требуется
разборка трубопроводов.

Когда в ряду компрессора последовательно установлено несколько
цилиндров, нужно чередовать расположение всасывающих и нагнета-
тельных патрубков. Если всасывающие патрубки у всех цилиндров
расположены по одну сторону оси, а нагнетальные — по другую, проис-
ходит суммирование температурных деформаций и искривление оси
ряда.

Мгновенная (истинная) скорость газа во всасывающем и нагнетатель-
ном патрубках, если пренебречь изменением давлений, равна

Спатр С fnamp ’	(VI

где спатр — мгновенная скорость газа в патрубке; fnatnp — проходное
сечение патрубка; с — мгновенная скорость поршня; F — рабочая пло-
щадь поршня.

Для удобства расчета определение проходного сечения патрубка
ведут не по мгновенной, а по условной средней скорости газа в патрубке
Спатр. Ср> соответствующей средней скорости поршня,

fnamp =	F,	(VI 1.4)

спатр. ср

где сср == 2Sn — средняя скорость поршня, м/сек-, 5 — ход поршня, м;
п — частота вращения, сек-1.

Допускаются следующие значения условной средней скорости газа
(м/сек) в патрубках стационарных компрессоров для воздуха или близких

ему по плотности газов:
Для цилиндра	низкого	давления........12—18

»	»	среднего	»	....................10—15

»	»	высокого	»	...................8—12

Во всасывающем и нагнетательном патрубках рекомендуется отдавать
предпочтение меньшим из указанных скоростей, а большие допускать
при наличии переходных патрубков, расширяющихся в сторону трубо-
провода.
Для малых быстроходных компрессоров, в том числе передвижных,
указанные значения могут быть увеличены на 50%, а в исключительных
случаях на 100%. Повышенные скорости допустимы также при относи-
тельно малой (по сравнению с воздухом) плотности газа, с предельным
увеличением для азотноводородной смеси в 1,5 раза и для водорода в 2,5
раза. Но в связи с унификацией машин и цилиндров для различных
газов, а также необходимостью испытания компрессора на воздухе, часто
от увеличения скоростей отказываются или допускают, но в меньших
пределах.	,

В патрубках цилиндров газовых компрессоров среднего давления для
линейных газопроводов, действующих при весьма невысоких отношениях
давлений (е = 1,15-4-2,0), следует с целью снижения потерь энергии
допускать скорости вдвое меньше указанных (спатр,ср = 5—8 м/сек).

В цилиндрах с уравнительной полостью, находящейся под давлением
всасывания рабочей ступени, расположенной в том же цилиндре, но
по другую сторону поршня, предусматривают перепускной канал, сооб-
щающий уравнительную полость с камерой всасывания рабочей ступени
(цилиндр V ступени на рис. VII. 15). Во избежание излишних потерь
давления и нагрева газа, скорость в перепускном канале должна быть
умеренной, не выше, чем в патрубках цилиндра.

Расположение смазочных и индикаторных штуцеров и гнезд под тер-
мометры. В цилиндрах двойного действия точки подвода масла распо-
лагают по длине цилиндра симметрично относительно среднего положе-
ния поршня на небольшом расстоянии друг от друга, а у цилиндров
одностороннего действия — симметрично относительно среднего поло-
жения переднего поршневого кольца. У горизонтальных компрессоров
штуцера ставят сверху цилиндров либо в вертикальной осевой плоскости,
либо поД небольшими к ней углами, попарно с обеих сторон цилиндра.
Часто ограничиваются одним верхним штуцером, но при необходимости
к нему подводят масло от нескольких насосных элементов лубрикатора.
Лишь при тяжелых скользящих поршнях предусматривают два дополни-
тельных подвода снизу цилиндра под углом 80—90° друг к другу. У вер-
тикальных компрессоров штуцеры располагают в верхней части'цилиндра
на равных расстояниях по окружности. Количество смазочных штуцеров
выбирают в пределах от 1 до 4 в зависимости от величины смазываемой
поверхности.

Смазочный штуцер, ввернутый в стенку цилиндра или мокрой втулки,
проходит сквозь газовую или водяную полость и уплотняется снаружи
резиновым кольцом. В горизонтальных цилиндрах с верхним и нижним
патрубками в вертикальной плоскости штуцер выходит не наружу, а во
всасывающий или нагнетательный патрубок и масло к штуцеру приходится
подводить по изогнутой трубке, расположенной внутри патрубка.

В стальных цилиндрах высокого давления с сухой втулкой штуцер
ввинчивают в стенку цилиндра, а во втулке предусматривают отверстие.
Но во избежание утечки масла зазор между цилиндром и втулкой следует
допускать минимальным, полностью исчезающим при нагреве, или
применять втулки, установленные с натягом. В компрессорах фирмы
«Бурхардт» (Швейцария) втулки посажены свободно, но выполнены с про-
точками по обе стороны масляного штуцера для расположения в них
резиновых уплотняющих колец.

Все рабочие полости цилиндров компрессоров средней и большой
производительности снабжают индикаторными штуцерами с внутренней
резьбой под индикаторный кран и с закрывающей пробкой. Штуцеры рас-
полагают в цилиндрах или в крышках так, чтобы каналы их были выве-
дены в мертвые пространства цилиндров и не перерывались поршнем.
Расположение штуцеров должно быть удобным для одновременного инди-
цирования всех цилиндров, находящихся в ряду компрессора.

В цилиндрах предусматривают также гнезда для термометров с тонко-
стенными гильзами, которые вводятся в полости всасывания и нагнетания
так, чтобы они омывались потоком газа и концы их находились в ядре
потока. В цилиндрах высокого давления последнее условие трудно осу-
ществить, поэтому гнезда для термометров лучше помещать на примы-
кающих к цилиндрам участках газопровода.

Для удобства контроля температур часто в дополнение к ртутным
термометрам устанавливают термометры дистанционного действия и пре-

дусматривают гнезда для тех и
других.

Уплотнение и крепление.
Клапаны различных конструк-
ций, но с цельными седлами
уплотняют в гнездах медными
или алюминиевыми проклад-
ками, поставленными в замок,
а прямоточные с раздельными
седлами—только мягкими про-
кладками (паронит). Крепление
клапанов во избежание их де-
формации осуществляют посред-
ством промежуточного фонаря,
обычно с кольцевой опорой. Та-
кое выполнение опорной части
фонаря при применении прямо-
точных клапанов является обя-

Рис. VII.27. Уплотнение крышки угловой про- зательным. Нажим на фонарь
кладкой А	производится винтами (рис.

VII.3) или крышкой клапана.

В последнем случае уплотнение
крышки производят угловой прокладкой, для чего у крышки и фонаря
предусматривают фаски под углом в 45° (рис. VI 1.27). Прокладкой служит
кольцо из красно-медной проволоки круглого сечения, концы которого
спаяны. Такое выполнение, широко прйменяемое благодаря его простоте,
неудобно в эксплуатации — извлечение фонаря требует значительного
усилия, а деформированную прокладку после разборки приходится за-
менять новой.

При закреплении клапана нажимными винтами положение фонаря
должно быть фиксировано таким образом, чтобы окна фонаря не нахо-
дились под винтами, иначе при затяге винтов возможно разрушение
фонаря. Фонари клапанов, вставляемых в цилиндр снизу, для удобства
сборки имеют удерживающие винты, штифты или защелки.

Выточка под уплотняющий бурт клапана должна быть настолько
глубокой, чтобы при перекосе клапана в гнезде его крышку нельзя было
закрыть. Во избежание перекосов в клапанных коробках литых цилиндров
предусматривают также направляющие ребра. С той же целью клапаны
предварительно собирают вместе с фонарем (рис. VI 1.27).

Давление газа, действующее на нагнетательный клапан со стороны
клапанной коробки, превышает давление в рабочей полости цилиндра
и прижимает клапан к гнезду. Лишь в период нагнетания вследствие
дросселирования потока возникает небольшой обратный перепад давлений,
отрывающий нагнетательный клапан от седла. Максимальный перепад
давлений, отрывающий всасывающий клапан, в несколько раз больше.
Поэтому для всасывающего клапана требуется усиленное крепление.
Так, в конструкциях для низкого и среднего давлений, где всасывающий
клапан закреплен нажимными винтами, для крепления нагнетательного

часто ограничиваются пружинами.
Для удобства сборки пружины за-
кладывают в подвижную кольце-
вую обойму, присоединенную
к крышке клапана. При высоком
давлении всасывающий клапан
крепится несколькими нажимными
винтами по окружности, а нагне-
тательный — лишь одним, располо-
женным центрально (рис. VII. 28).

В компрессорах фирмы «Бур-
хардт» крепление клапанов осуще-
ствлено посредством тарельчатой
пружины (рис. VII.29). Сила такой
пружины иногда достаточна для
закрепления не только нагнета-
тельного клапана, но и всасываю-
щего. При клапанах большого
размера или повышенных давле-
ниях соединяют несколько тарель-
чатых пружин в пакет. Все они
обращены вогнутостью в одну сто-
рону и усилия их суммируются.

Применение для крепления
клапанов пружин взамен нажим-
ных винтов исключает вызывае-
мые затягом винтов деформации
цилиндра, которые при нежесткой
тельны, что превышают в несколы

Рис. VII.28. Крепление всасывающего и на-
гнетательного клапанов в цилиндре высокого
давления

конструкции его настолько значи-
> раз допуск на диаметр цилиндра.

Крышки цилиндров уплотняют медными или алюминиевыми проклад-
ками, поставленными в замок, а в ступенях низкого давления при боль-
ших поверхностях уплотнения — мягкими прокладками, преимущественно
Рис. VII. 30. Уплотнение при-
тиркой стыка втулки и цилиндра

из паронита. Металлические прокладки, смятие которых происходит
при* удельном давлении, превышающем предел текучести их материала,
выбирают малой ширины.

Следует иметь в виду, что аммиак сильно разъедает медь, а с ацети-
леном медь образует взрывчатое соединение, поэтому для этих газов
или для газовых смесей с содержанием их хотя бы в небольшом количе-
стве медные прокладки применять нельзя.

В компрессорах выпуска последних лет вместо прокладок широко
применяют уплотнения крышек и клапанов (кроме прямоточных) путем
притирки шлифованных поверхностей уплотняющих поясков.

Применение притирки для уплотнения стыков между цилиндрами
дифференциального блока устраняет возможность перекоса оси цилин-
дров, которого трудно избежать при уплотнении прокладки. У цилиндров
со втулкой (рис. VI 1.30) стык между втул-
кой 1 и цилиндром 2 должен быть перекрыт
притертым буртом 3 крышки или примыкаю-
щего цилиндра.

При высоких давлениях диаметр уплот-
няющего пояска должен быть минимальным.
Часто у цилиндров последних ступеней он
настолько мал, что при скреплении двух ци-
линдров возможен перекос оси. В этом слу-
чае на стыке предусматривают по два кон-
центрично расположенных кольцевых пояска,
из которых уплотняющим является внутрен-

ний, выступающий относительно внешнего лишь на 0,01 мм, а внешний,
имеющий значительно больший диаметр и ширину, служит только опор-
ным. Во избежание больших нагрузок при протечке газа на опорном
пояске делают радиальные разгрузочные канавки.

В соединениях патрубков цилиндров высокого давления с газопрово-
дом целесообразно применять линзовые уплотнения, допускающие боль-
шое число разборок без смены линз.

Во фланцах крышек цилиндров для облегчения разборки предусматри-
вают отжимные винты и гнезда для рымов. Если шпильки цилиндра
выходят в водяную полость, то уплотнение резьбы производят суриком.
Выход шпилек в газовую полость не допускается. Гайки крепления
цилиндров, находящиеся в водяной полости, выполяют глухими и уплот-
няют прокладкой.

Осевые силы от давления газа на крышки цилиндров передаются
через стенки цилиндров на фланец рамы. Для уменьшения напряжений,
возникающих в стенках цилиндров, соединения выполняют по возможности
так, чтобы силы от цилиндра к цилиндру и к раме передавались через
продольные стенки, являющиеся продолжением друг друга. При необ-
ходимости соединения цилиндров различных диаметров или цилиндра
малого диаметра с большим фланцем рамы силовую связь осуществ-
ляют по коническим стенкам, избегая плоских торцевых стенок или
фланцев с большим вылетом, где могут возникнуть большие напряжения
изгиба.

Шпильки крепления цилиндров к раме или друг к другу, а также'
крепления крышек цилиндров и клапанов воспринимают переменную
нагрузку, нижний предел которой определяется силой предварительного
затяга, а верхний больше на величину переменной составляющей, которая
возникает от давления газа.

Давление газа увеличивает силу, действующую на шпильки, умень-
шая одновременно реакцию прокладки. Поэтому изменение силы, воспри-
312
нимаемой шпильками, равно не полной силе от давления газа, а меньше

ее на величину снижения реакции со стороны прокладки.

Если под влиянием предварительного затяга силой Рзат деформация
шпилек равна а, а деформация прокладки (вместе с деформацией сопря-
женных деталей, сжатых силой, воспринимаемой прокладкой) равна Ь,
то после приложения силы Р± от давления газа деформации становятся
равными а' и Ь', причем сила, растягивающая шпильки, увеличивается
от Рзат до Р, а сила, сжимающая прокладку, уменьшается от Рзат до
остаточной силы Роспг (рис. VII.31). При сжатии газа в цилиндре от
атмосферного давления на шпильки соединения действует переменная
составляющая нагрузки Р2 = Р — Рзат* При сжатии же от более высо-
кого давления переменная сила Р\ равна разности сил Р\ и Ро, действую-

щих при нагнетании и всасывании,
причем в случае равенства сил Р
имеем Pz < Pz.

Чем меньше упругая деформация
шпильки а и больше упругая деформа-
ция прокладки b при затяге, тем боль-
ше амплитуда колебания напряжения
в шпильках и, следовательно, больше
опасность их разрушения от усталости
материала. Напротив, чем жестче про-
кладка и больше упругая деформация
шпильки, тем меньше не только ампли-

Рис. VIL31. Диаграмма сил и дефор-
маций в резьбовом соединении

туда колебания напряжения, но при
равном первоначальном затяге абсолютная величина напряжения. Уплот-
нение притиркой благоприятна для работы шпилек, так как при отсутствии
прокладки повышается жесткость контактной зоны уплотнения.

Для увеличения упругой деформации шпилек утоняют их стержень,
выбирая отношение его диаметра d к внутреннему диаметру резьбы dx
равным 0,80—0,85. Исследования подтверждают, что шпильки, имеющие
утонение, в условиях переменной нагрузки долговечнее шпилек со сбе-
гом резьбы. Для уменьшения концентрации напряжений переходы от
резьбовой части к стержню делают плавными, причем радиус перехода
должен быть в пределах (0,24-0,5) d0, где — наружный диаметр резьбы.
Усталостная прочность шпилек с мелкой резьбой выше, чем с крупной.
Правильно выполненные шпильки менее чувствительны к перекосам
в деталях соединения и в том числе к деформациям фланцев при затяге.
Из трех разновидностей шпилек (рис. VI 1.32) следует применять лишь
две — с упором на бурт или упором на торец, показанные справа.
У шпильки с упором на бурт резьбовой конец защищен от изгибных
напряжений; у шпильки с упором на торец более равномерно нагружены
витки резьбы. Шпильки, устанавливаемые с упором на торец, имеют
у торца утоненный участок, диаметр которого несколько меньше внут-
реннего диаметра резьбы, и упорную фаску с уклоном, соответствую-
щим углу конуса резьбового гнезда. Последний виток для защиты резьбы
шпилек от изгибных напряжений в случае установки с перекосом дол-
жен быть заглублен в гнездо. При возможности следует удлинять
стержень шпильки, для чего предусматривают бобышки на фланце,
высокие подкладные шайбы под гайки или заглубляют резьбовой конец

шпильки в тело цилиндра.

Точность изготовления резьбы ответственных шпилек и гаек должна
быть не ниже второго класса. Угол перекоса торцевой плоскости гайки
относительно оси резьбы допускается не более 10'. Перекос поставленных
шпилек не должен превышать 0,1 мм на 100 мм высоты шпильки.

В условиях динамической нагрузки прочность шпилек в значительно
большей мере зависит от конструкции всех элементов соединения и тех-
нологии изготовления шпилек, чем от качества применяемого материала.
Выполнение резьбы шпилек со скругленными впадинами заметно повы-
шает прочность шпилек. Форма выполнения впадин по радиусу г =
= 0,144 5, где S — шаг резьбы, предусмотрена ГОСТом 9150—59 на
метрическую резьбу, но в чертежах должна быть указана, так как стандарт
допускает также выполнение впадины плоско срезанного профиля.

При изготовлении резьбы накаткой во впадинах происходит уплотне-
ние материала (рис. VI 1.33) и появляются остаточные напряжения сжа-
тия. Усталостная прочность шпилек при этом оказывается на 10—30%
выше, чем при выполнении резьбы нарезкой. Наилучшие результаты
с возможным повышением усталостной прочности шпилек до 100% до-

Рис. VI 1.32. Резьбовые соединения цилиндра

стигаются при нарезке шпилек из предварительно термически обрабо-
танного материала с последующей накаткой впадин. Напротив, терми-
ческая обработка шпилек, производимая после накатки, значительно
снижает их прочность.

Опоры цилиндров. Осевые силы вызывают в цилиндрах компрессора
периодические упругие деформации, которые у крупных Г- и П-образных
горизонтальных компрессоров с несколькими цилиндрами в ряду дости-
гают 1 мм. Еще большую величину (до 4—6 мм) составляют суммарные
тепловые деформации ряда цилиндров. У оппозитных компрессоров,
имеющих в ряду один цилиндр, суммарные деформации не превышают
1,5 мм.

Для обеспечения свободы перемещения при упругих и тепловых
деформациях опоры цилиндров крупных горизонтальных компрессоров
выполняют скользящими, качающимися или гибкими.

Скользящая опора состоит из лапы с тщательно обработанной и снаб-
женной смазочными канавками нижней плоскостью и заделанной в .фун-
дамент опорной плиты. При цилиндрах малого диаметра на плиту уста-
навливают опорную стойку (рис. VII. 18). Для смазки поверхности сколь-
жения в лапе имеется отверстие, закрываемое пробкой.

Из разновидностей качающихся опор: на роликах, сухарях и ножах —
наиболее распространены две последние.
Сухари, устанавливаемые между лапой цилиндра и опорной плитой
(рис. VII.3), принимают при перемещении цилиндра несколько наклонное
положение. Опорные поверхности сухарей, выполняемые цилиндриче-
скими, обрабатываются из различных центров по радиусам, равным или
несколько превышающим высоту сухаря, что придает устойчивость ци-
линдру, не скрепленному с рамой. Смазку к сухарям подводят через
сверление в верхней промежуточной плите.

Опора ножевого типа состоит из вертикально расположенной пластины
с опорными кромками, которые выполнены из стали высокой твердости
и обработаны по малому радиусу, несколько меньшему, чем у призм,
с которыми они сопрягаются (рис. VI 1.34, а).

Рис. VI 1.33. Микрошлифы резьбы, изготовленной накаткой (а) и резанием (б)

Гибкие опоры встречаются двух разновидностей — в форме трубы
и в форме листа. Опора в форме трубы, выполняемая высотой 1,0—2,2 м,
имеет фланцы для присоединения к лапе цилиндра и к плите на фунда-
менте (рис. VII.34, б). Такие опоры удобны для компрессоров с подвалом,
у которых цоколь фундамента имеет промежуточные площадки для обслу-
живания нижних клапанов цилиндров (рис. V.8). Опора в форме листа,
показанная на рис. VII.35 и применяемая при высоте до 1,2 м, имеет при-
варенные к листу полки, выполняющие ту же роль, что и фланцы у опоры
в форме трубы.

Гибкие опоры конструктивно наиболее просты. Преимущество их
состоит также в том, что они способны воспринимать силы, направленные
не только вниз, но и вверх. Такие силы могут возникнуть как вследствие
неточности монтажа, так и в результате тепловых деформаций трубо-
провода или аппаратов.

Опора в виде листа допускает смещения цилиндра только в одном
направлении — вдоль оси цилиндра — и заслуживает предпочтения
в случаях, когда боковые смещения должны быть исключены. Опора
в форме трубы допускает и боковые смещения. Ее следует применять,
если во избежание больших напряжений приходится предусматривать
возможность таких перемещений, например в компрессорах с несколь-
кими цилиндрами одной ступени, связанными общей буферной емкостью
на нагнетании.
Горизонтальные смещения цилиндров настолько малы, что для из-
гиба гибких опор достаточной высоты не требуется больших усилий,
а в опорах не возникает значительных напряжений.

Рис. VI 1.34. Конструкции опор:
а — качающаяся, ножевого типа;

б — гибкая в форме трубы

Для цилиндров, в том числе крупных, достаточно одной опоры, рас-
положенной в осевой плоскости в конце цилиндра у крышки, другой
опорой служит рама.

Если в осевой плоскости под цилиндром находится трубопровод или
буферная емкость, предусматривают две боковые опоры по обе стороны
патрубка или крышки цилиндра.

Опоры любых видов должны допускать регулировку высоты, осуще-
ствляемую обычно посредством набора прокладок под лапой цилиндра
или у опорной плиты.

Цилиндры малого и среднего веса одинарного и двойного действия
закрепляют на раме консольно, даже при дополнительной нагрузке в виде
316
холодильника и буферной емкости (см. рис. XI.8). Отсутствие опор
упрощает монтаж.

Охлаждение цилиндров. При охлаждении цилиндров компрессора
улучшается смазка, снижается температура нагнетаемого газа, устра-
няется пригорание поршневых колец и уменьшается или совершенно

Рис. VII.35. Цилиндр крупного опозитного компрессора, установленный на гибкой опоре
в форме листа («Бурхардт»)

устраняется отложение нагара в клапанах. Кроме того, охлаждением
выравнивают температуру стенки по окружности цилиндра, уменьшая
этим его тепловую деформацию.

Воздушное охлаждение с обдувом цилиндров потоком воздуха не
обеспечивает равномерности охлаждения: сторона цилиндра, обращенная

к вентилятору, охлаждается лучше,
чем противоположная. При много-
рядном расположении цилиндров
эффективное охлаждение получают
только цилиндры, находящиеся со
стороны вентилятора. Для улуч-
шения охлаждения цилиндров и

Рис. VI 1.36. Схемы дефлекторов

выравнивания температуры стенок
предусматривают дефлекторы, устраняющие рассеивание воздушного
потока. Различные схемы дефлекторов для одиночного цилиндра при-
ведены на рис. VI 1.36.

Дефлектор по схеме б имеет преимущества перед дефлектором схемы а,
но лучшие результаты дает выполнение по схеме в. Благодаря завихре-
нию потока и меньшему сопротивлению при таком дефлекторе достигаются
самые низкие и наиболее равномерные температуры по окружности ци-
линдра [13].

У цилиндров с водяным охлаждением подвод воды осуществляют
снизу, а отвод во избежание образования воздушных мешков—в самой
верхней точке. У крупных тихоходных компрессоров водяные рубашки
цилиндров отводят следующие количества тепла, выраженные в долях
индикаторной работы: I и II ступени qQ = 0,184-0,13; III и IV ступени
qQ = 0,12-4-0,08; V и VI ступени qQ == 0,06-^0,04 [99]. У небольших быстро-
ходных компрессоров следует ожидать значений того же порядка или
более низких.

Расчетный расход воды W (л/сек) для охлаждения цилиндра опреде-
ляют по количеству подлежащего отводу тепла и по разности температур
воды до и после цилиндра по следующей формуле:

г==-щй-’	(VII.5)

где 90 — относительное количество отводимого тепла; NUHd — индикатор-
ная мощность охлаждаемого цилиндра, кет; 4,19 — удельная теплоем-
кость воды, кдж/(кг-град); &t — разность температур воды на выходе
и входе, которую обычно выбирают в пределах 5—10 град.

Проходное сечение водяных штуцеров находят, задаваясь скоростью
воды 1—1,5 м/сек. Для очистки водяной полости предусматривают люки,
которые при отливке цилиндров служат для установки шишек и извле-
чения формовочной земли.

Водяные полости цилиндра и крышки-сообщаются между собой по-
средством съемных наружных колен (рис. VII.11), внутренних пере-
пускных отверстий (рис. VII. 13) или трубок в стыке цилиндра и крышки.
При уплотнении крышки мягкой прокладкой большой ширины в сопря-
гающихся стенках цилиндра и крышки предусматривают переливные
окна (рис. VI 1.5 и VI 1.26). Крышки крупных горизонтальных цилинд-
ров иногда выполняют с независимым подводом и сливом охлаждающей
воды.

Кованые цилиндры выполняют с приваренным или со съемным кожу-
хом водяной рубашки. Водяное охлаждение головки цилиндра осуществ-
ляют устройством в ней ряда сообщающихся между собой сверлений
или подводом воды в отъемный колпак (рис. VI 1.13). Во многих случаях
головку цилиндра оставляют без охлаждения.

У стальных цилиндров кожух рубашки в большинстве случаев при-
варивают к цилиндру, часто предусматривая круговые гофры для умень-
шения напряжений, или выполняют съемным из двух половин с про-
дольным разъемом (рис. VII.20).

Поверхность сопряжения съемного кожуха с цилиндром и его про-
дольный разъем уплотняют резиной, причем для предотвращения течи
воды в стыках продольные прокладки предварительно склеивают с коль-
цевыми. Кожух такой конструкции необходимо делать жестким, чтобы
его деформации при затяге болтов не нарушили уплотнения. Учитывая
затруднительность надежного уплотнения таких кожухов, целесообразно
не подвергать их давлению воды. С этой целью внутри рубашки распо-
лагают рассчитанную на свободный слив трубу большого сечения,
которая принимает с поверхности нагретую воду и, огибая цилиндр,
отводит ее вниз (рис. VI 1.20).

Весьма важным является правильный выбор температуры воды,
охлаждающей цилиндры. Применение холодной воды благоприятно
только в случаях сжатия совершенно сухого газа, в компрессорах без
смазки цилиндров или при смазке маслом пониженной вязкости. С уси-
лением охлаждения стенок вязкость масла увеличивается и мощность
трения возрастает в большей мере, чем снижается индикаторная. В слу-
чае же влажного газа и охлаждения холодной водой на стенках цилиндра
происходит конденсация влаги. Выделяющаяся вода смывает масляную
318
пленку, вследствие чего усиливаются износ и коррозия. Поступление
сконденсировавшейся влаги в клапаны способствует разрушению их
пластин.

В зависимости от близости состояния газа к насыщению водяным
паром и от температуры стенок конденсация влаги начинается либо
в процессе всасывания, либо по ходу сжатия, когда парциальное давление
водяных паров увеличивается, и продолжается при нагнетании. В про-
цессе всасывания она происходит только в случае, когда температура
стенок цилиндра ниже точки росы. Чем выше температура стенок, тем
при более высоком давлении газа начинается конденсация. Возможность
конденсации исключена только при условии, если температура стенок
выше температуры точки росы нагнетаемого газа.

В пределах пограничного слоя температура газа мало отличается
от температуры стенки, и на поверхности стенки влага выделится прежде
всего из пограничного слоя. Но вследствие снижения там парциального
давления пара и вызванного этим движения пара в направлении к стенке
влага будет выпадать и из остального объема газа в цилиндре, несмотря
на то, что его температура намного выше температуры точки росы.

Температура4 внутренней поверхности стенки цилиндра подвержена
циклическим колебаниям, однако амплитуда их в большинстве случаев
не превышает 1—2°, а у многооборотных компрессоров и того меньше.
Поэтому изменение температуры стенки цилиндра во времени можно
не принимать во внимание. Более значительно изменение температуры
по длине и окружности цилиндра, причем самым холодным является
участок поверхности у всасывающих клапанов. Температура стенки там
выше температуры охлаждающей воды всего лишь на 15—20° G.

Рассмотрим случай сжатия влажного газа с относительной влаж-
ностью <р = 1 и температурой всасывания t = 25° G при отношении
давлений е = 4. Этой температуре соответствует давление насыщенного
водяного пара в 3,17 кн!м\ В конце сжатия парциальное давление водя-
ного пара становится равным 3,17-4 = 12,68 кн!м*. Температура кон-
денсации пара такого давления равна 50° С. Следовательно, чтобы не
происходила конденсация водяных паров в цилиндре при условии, что
температура его стенки превышает на 15—20° температуру в водяной
рубашке, необходимо, чтобы температура воды в ней была не ниже 30—35°,
т. е. на 5—10° выше температуры всасываемого газа.

Газ, поступающий после промежуточного холодильника в цилиндр
следующей ступени, как правило, не только насыщен водяным паром,
но вследствие неполного отделения влаги, находящейся в виде тумана,
вносит в цилиндр некоторое дополнительное ее количество. Принимая
во внимание все сказанное, рекомендуется во всех случаях сжатия влаж-
ного газа поддерживать температуру охлаждающей цилиндры воды по
крайней мере на 5—10° выше температуры всасываемого газа. Для этого
в водяные рубашки цилиндров направляют воду, нагревшуюся в холо-
дильниках, или ограничивают ее расход.

Еще сильнее проявляется отрицательное влияние низкой температуры
охлаждающей цилиндры воды у компрессоров, предназначенных для
сжатия углеводородных газов с содержанием тяжелых углеводородов.
При сжатии таких газов на холодных стенках цилиндров происходит
конденсация фракций, близких по своим свойствам к бензину, которые
растворяют и смывают масло, причем образующийся раствор не обладает
свойствами смазки. Возникающий вследствие этого износ значительно
больше, чем при конденсации водяного пара.

И здесь радикальным средством снижения износов является повыше-
ние температуры воды, охлаждающей цилиндры, до 60—80° С,4 причем
более высокая температура требуется при большем содержании в газе
тяжелых углеводородов и более высоком давлении газа.

Помимо результатов непосредственных наблюдений за компрессорами,
показательны также исследования двигателей внутреннего сгорания,
проведенные на Горьковском автозаводе. Согласно этим исследованиям,
при повышении температуры воды в охлаждающей рубашке цилиндров
от 30 до 80° С износ цилиндров уменьшается в 5—6 раз. Дальнейшее
повышение температуры до 160° С величины износа не изменяет. Установ-
лено также, что при воздушном охлаждении цилиндры имеют меньший
износ, чем при водяном, вследствие более высокой температуры стенки.

При охлаждении цилиндров компрессора жесткой водой температуру
воды на выходе нельзя допускать выше 40° G. При более высокой темпе-
ратуре бикарбонаты кальция Са (НСО3)2 и отчасти магния Mg (НСО3)2
образуют карбонаты СаСО3 и MgCO3, выпадающие на стенках цилиндра
в виде твердого слоя накипи. В результате ее отложения ухудшается
отвод тепла через стенки цилиндра и происходят местные перегревы,
которые вызывают деформацию цилиндра, усиливают износ и могут
явиться причиной надиров рабочих поверхностей цилиндра и поршня.
В связи с этим обстоятельством при повышении температуры воды сверх
40° С следует применять замкнутые системы охлаждения цилиндров,
которые могут действовать на принципе тепловой циркуляции.

Замкнутые циркуляционные системы заполняют водным конденсатом
или даже сырой водой, но с примесью гексаметафосфата натрия (NaPO3)6
в качестве антинакипина, который вводится в пропорции 2 г на 1 м3 воды.
Циркуляционные системы заполняют также маслом либо этилен-гли-
колем [122].

В компрессорах для газов, склонных к конденсации, при невысоком
отношении давлений и при температуре нагнетаемого газа ниже 80—100° С
целесообразно устраивать цилиндры без водяного охлаждения. Так,
в частности, выполняют цилиндры циркуляционных одноступенчатых
компрессоров и газоперекачивающих компрессоров станций магистраль-
ных газопроводов, работающих при отношении давлений 8 = 1,15-^2,0
(рис. VII.8), что, кстати говоря, намного облегчает сооружение компрес-
сорных станций в безводных местностях.

РАСЧЕТНЫЕ ЗАВИСИМОСТИ И ВЕЛИЧИНЫ НАПРЯЖЕНИЙ

Цилиндры и втулки. Толщину стенки s (jw) литых чугунных цилиндров

компрессоров средней и большой производительности определяют по

следующим	эмпирическим формулам:
для pi =	= 0,24-0,3 Мн/м2
	s = ^r + o,oi;	<VII-6>
ДЛЯ pi =	= 0,34-0,6 Мн/м2
	s = -S- +0,015;	(VI 1.7)  □и
для pi =	= 0,64-0,8 Мн/м2
	s=-^- +0-015;	(VII.8)
Для pi	= 4,0-г-7,0 Мн/м2, при отливке из легированного чугуна
	s = 2ТТГ + 0>008>	(VI 1.9)  * 1р
где D — внутренний диаметр цилиндра, м; рг — наибольшее внутреннее
давление, избыточное, Мн/м2", [о]р = 22-5-35— допускаемое напряжение
растяжения в зависимости от марки легированного чугуна, Мн1м2.

Обычно принимают толщину стенок водяной рубашки sr = 0,8s;
толщину фланцев s" = 1,4s, причем s"^ l,2d0, где d0 — диаметр шпилек.
Окончательная толщина фланцев устанавливается расчетом на изгиб
силой, растягивающей шпильки. Для фланцев цилиндров из серого
чугуна можно допускать в зависимости от его марки [о ]а = 40-5-50 Мн/м2,
но при условии контролируемого затяга шпилек.

Для выбора толщины стенок литых цилиндров низкого давления
небольших компрессоров можно рекомендовать формулу

5 = та- + 0’005’ (VIL1°)

где [а]р = 15-4-18 Мн/м? для
чугуна.

Для цилиндров простой
формы с клапанами в крыш-
ке при отливке из чугуна
повышенной марки допускае-
мое напряжение может быть
принято 25—40 Мн!м\
Наибольшее рабочее на-
пряжение возникает на внут-

ренней поверхности цилиндра. Для цилиндра постоянной толщины при
давлении газа, действующем равномерно по его длине, нормальные на-
пряжения равны: в касательном направлении

Рис. VII.37. Напряжения в толстостенном цилиндре
с запрессованной втулкой

=

(VI 1.11)

в радиальном направлении

= — Рь

(VII.12)

где Г1 и г2 — внутренний и наружный радиусы цилиндра, м; р± — дав-
ление в цилиндре, Мн1м*.

. В случае цилиндра со втулкой первоначально определяют давление
р2(Л4н/л«2) на поверхности соприкосновения цилиндра и втулки, вызывае-
мое совместным действием натяга при посадке втулки и давления газа
в цилиндре, а затем находят напряжения, возникающие в цилиндре
и втулке. При одинаковом материале цилиндра и втулки

р2 =

-A-

2	2

2 '"3 — Г1

Г<1 г2 —Г2

г3 г2

(VII. 13)

где г1( г2 и г3 — радиусы, показанные на рис. VII.37, м; 6 — диаметраль-
ный натяг, м; Е — модуль упругости на растяжение материала цилиндра
и втулки, Мн/м2.

При различных материалах цилиндра и втулки

11 М. И. Френкель

321
где Ег — модуль упругости для материала втулки; £2 —то же для
материала цилиндра; щ и р2 — коэффициенты Пуассона, соответственно
для материалов втулки и цилиндра.

Для чугуна Е == 0,1 • 1064-0,15- 10е Мн!м? и р, = 0,234-0,27; для
стали Е = 0,20-10е4-0,22-10е Мн!м* и р = 0,254-0,33.

Расчет давления р2 следует производить для минимального, среднего
и максимального значений 5. Формулы (VII. 13) и (VI 1.14) применимы
и для посадки втулки с зазором, но в этом случае значения 6 должны быть
взяты с отрицательным знаком.

Величины нормальных напряжений, возникающих в стенках цилиндра
и втулки, равны: на внутренней поверхности, цилиндра

2 , 2  ~ г2 + г3 % = р2 -2	2 ;  г3 г2	(VII.15)
	(VII.16)
на внутренней поверхности втулки  	 Р1 (Г1 + ^1) — ^р2г2	(VI 1.17)
Gtem ““	г2	2  г2"“г1	
ог = — п1; впг	(VII. 18)
на внешней поверхности втулки  . 2Р/1—Р2 (fl+r2),  Gtem ““	J — г2  г2 Г1	(VII. 19)
а	__ — р  впг	г	(VI 1.20)

Диаграмма на рис. VII.37 отражает характер распределения напря-
жений в толстостенном цилиндре и во втулке, посаженной с натягом.

Прочность цилиндра и втулки определяется по величине эквивалент-
ного напряжения, которое по теории предельных напряженных состояний
находится по формуле

^в==ог/ —vaz

(VII.21)

где ot и Qr — нормальные напряжения, действующие в касательном и
радиальном направлениях и определяемые выражениями (VII.11), (VII.12)
и (VII.15)—(VII.20); v — отношение пределов текучести материала при
растяжении отР и сжатии отсж

vT =---

СЭЮ

или отношение пределов прочности материала при растяжении авр
и сжатии авсж

о в р

Ув =---- .

сэю

То или другое значение v выбирается соответственно тому, ведется ли
расчет по пределу текучести или по пределу прочности.

Расчет стальных цилиндров следует производить по пределу теку-
чести, причем для большинства сортов стали в формуле (VI 1.21) v ==
= vr = 1. Расчет чугунных цилиндров ведут по пределу прочности,
причем для серых и легированных чугунов v = ve = 0,3.
Величины эквивалентных напряжений для чугунных цилиндров
должны быть не выше 20—35 Мн/м* (верхние значения — для чугунов
повышенной прочности). Для мокрых втулок допускаются напряжения
30—50 и для сухих — 60—80 Мн!м2.

Напряжения в «сухих» втулках, возникающие от посадки с натягом,
находятся по тем же формулам, но при условии, что рг = 0. Для чугун-
ных втулок, учитывая повышенную прочность этого материала при сжа-
тии, можно допустить [о]экв 100-^150 Мн/м2 в зависимости от марки
чугуна.

Ввиду пульсирующего характера нагрузки запас прочности при рас-
чете стальных цилиндров высокого давления выбирают с учетом усталост-
ной характеристйки материала, исходя из предела текучести

Выбирая размеры клапанов и расстояния их друг от друга, следует
учитывать, что наибольшие напряжения в цилиндре, вызывающие иногда
образование трещин и разрывы, обычно наблюдаются в ослабленных
сечениях между клапанами. В этих сечениях кроме напряжений литей-
ных, температурных и от давления газа, а также от осевых сил, пере-
даваемых при последовательном расположении других цилиндров,
возникают еще добавочные напряжения от затягивания шпилек, уплотняю-
щих клапанные крышки, и нажимных винтов, закрепляющих клапаны.
Все эти напряжения трудно поддаются расчету, и потому при проектиро-
вании рекомендуется учитывать соотношения размеров в конструкциях
цилиндров, проверенных на практике.

Прочность цилиндров серийных компрессоров, особенно если они
предназначены для сжатия взрывоопасных или токсичных газов, следует
определять путем тензометрирования и разрушения отдельных образцов
гидравлическим давлением. Производится также проверка цилиндров
на усталостную прочность при нагружении пульсирующим давлением
жидкости.

К напряжениям, возникающим в цилиндре от давления газа и посадки
втулки, добавляются температурные напряжения: сжатия на внутренней
поверхности цилиндра и растяжения — на наружной.

У «сухих» втулок возникают напряжения сжатия, у «мокрых» — на-
пряжения разного знака: сжатия на внутренней поверхности, растяже-
ния — на наружной. Значения нормальных температурных напряжений
в касательном направлении oz (Мн!м2) на внутренней и наружной поверх-
ностях относительно тонкостенных втулок или цилиндров почти одина-
ковы, различны по знаку и могут определяться по упрощенным зависи-
мостям:

для стали при линейном коэффициенте теплового расширения а =
= 11,5-Ю’6 град”1; £ = 0,21-106 Мн!м2 и коэффициенте Пуассона
р = 0,28

oz= 1,68 Д/;	(VII.22)

для чугуна при а = 10,0-10"6 град”1; Е = 0,115• 106 Мн!м2; р, = 0,25

oz = 0,765 ДЛ	(VI 1.23)

Разность температур внутренней и наружной поверхностей втулки
или цилиндра Д/ (град) при работе компрессора (особенно значительная
у цилиндров высокого давления) существенным образом перераспреде-
ляет расчетные напряжения. При нагреве напряжения в стенках цилиндра
выравниваются, снижаясь на внутренней поверхности за счет увеличения
на наружной. Во втулке в случае посадки ее с зазором или с малым на-
тягом вместо напряжений растяжения могут возникнуть напряжения
сжатия.

Увеличение толщины стенки цилиндра или втулки связано с повыше-
нием разности температур Л/ и, следовательно, с ростом температурных
напряжений.

В чугунных цилиндрах наибольшие температурные напряжения возни-
кают в сопряжениях неохлаждаемой стенки нагнетательных клапанных
коробок или каналов со стенкой водяной рубашки. При разности темпе-
ратур нагнетаемого газа и воды в 100° эти напряжения достигают
50 Мн/м2 и более. Для уменьшения их следует придавать стенкам клапан-
ных коробок и каналов скругленную форму, благоприятную для упругих
деформаций, без резких переходов в толщине.

Шпильки крепления. Шпильки крепления крышек цилиндров, кры-
шек клапанных коробок, а также фланцев, присоединяющих трубо-
проводы, рассчитывают на силу Р (н)

где Dcp — средний диаметр уплотнения, м; — давление нагнетания
(избыточное) с учетом потерь давления, н/м*.

Шпильки крепления цилиндров к раме рассчитывают на поршневую
силу при ходе поршня к крышке, т. е Р = Пк.

Величину условного напряжения сг0 (Мн/м2) в шпильках определяют
по формуле

Р
ао “ ц)егд >
где z — число шпилек; — площадь сечения шпильки по внутреннему
диаметру резьбы, м2.

Допускаемое напряжение находится в зависимости от предела теку-
чести материала шпилек Его принимают

ого = (0,2 -т- 0,25) от.

Для шпилек с наружным диаметром dQ <:16 мм следует допускать
напряжения по нижнему пределу.

Коэффициент затяга рекомендуется выбирать высоким, равным k =
= 2,54-3, причем большие значения относятся к уплотнениям посред-
ством мягких прокладок. При указанных значениях k сила предваритель-
ной затяжки Рзагп = (2,5-т-3) Р и соответствующее ей напряжение за-
тяжки о3а1П = (0,5-4-0,75) (yfn.

Рассчитанное таким образом шпильки следует проверить на усталость
в условиях динамической нагрузки [5].

Число шпилек z выбирают из условия плотности фланцевого соедине-
ния, причем шаг t по окружности их расположения находят в зависимости
от уплотняемого давления:

При р 1,0 Мн/м2

»	1,0 < р 10	»

»	р > 10	»

t = (64-4)

t = (4,54-2,7) d0

t = (3,24-2) d0

Большие из приведенных значений t соответствуют мягким проклад-
кам или очень жестким фланцам. При высоких крышках с длинными
шпильками шаг t может быть увеличен. При необходимости увеличения
числа или размера шпилек или при недостатке места для размещения
Средний диаметр прокладки	Неметаллические		Металли- ческие	
	Ширина	Толщина	Ширина	Толщина
До 100 100—200 200—400 400—600 600 и выше	(М о ь- оо —< (М 1 1 1 1 1 Ю <£> Г- 00 (М	1 — 1,5 1—1,5  1,5—2,0  1,5—2,5  2—3,0	3—4 4—5 5—6 6—7 8—12	1—2 2—3 3—4 4—5 5—6

торцевого ключа применяют глухие гайки цилиндрической формы с умень-
шенным шестигранником, расположенным на глухом конце за пределами
резьбового отверстия.

Прокладки. Ориентировочный выбор размеров прокладок можно про-
изводить по табл. VII.1. Мягкие прокладки следует применять для пере-
пада давлений не свыше 4,0 Мн/м2. Прокладку проверяют на смятие
при затяге и на плотность при давлении газа.

Необходимость смятия прокладки при затяге ограничивает ее ши-
рину b (м) условием	Таблица VII.1

р

Ь	—зат  9 (VI 1.24)	Ориентировочные размеры

яЯсрЧсм	прокладок, мм

(по А. С. Цыганкову)
где qCM — удельное давление смя-
тия прокладки, н/м2', Dcp. — сред-
ний диаметр прокладки, м.

Длямягкой меди ^СЛ(=98Л4н/л<2;
для алюминия qCM = 70 Мн/м2.
Смятие паронита, достаточное для
уплотнения газа, достигается при
qCM = 6 Мн/м2, но если прокладка
не поставлена в «замок», то при
qCM — 31,5 Мн/м2 происходит его
выдавливание.

После приложения давления
газа сила, действующая на про-
кладку, уменьшается, но, как
правило, не более чем до р' =

= (k — 0,8) pi, где k — коэффициент затяжки. При этом остаточное удель-
ное давление на прокладку q^ («) равно

Яоап

(fe —0,8) —

tiD cpb

(k 0,8) DcpPi
4d

Плотность соединения сохраняется при соблюдении условия
Яост mPi, где т — прокладочный коэффициент: для прокладок из
мягкого алюминия т = 4,0; для мягкой меди т — 4,75 и для паронита
т = 1,5.

Таким образом, для сохранения плотности под давлением газа ширина
прокладки b (м) ограничена вторым условием

b	Dcp.	(VII.25)

Удельное давление на прокладку не должно превышать допускаемого
контактного напряжения для материала сжимающих прокладку деталей.
Отсюда



Р зат
ttDcp ’

(VI 1.26)

где [о]сж — напряжение сжатия, допускаемое в зависимости от марки
для чугуна от 120 до 200 Мн/м2; для стали — от 180 до 300 Мн/м2.

Последней формулой следует пользоваться также для проверки ши-
рины уплотняющей кромки в уплотнениях притиркой шлифованных
поверхностей.

Следует заметить, что при уплотнении притиркой полная герметич-
ность достигается не в результате пластической деформации сопрягаю-
щихся поверхностей, для чего потребовались бы весьма большие нагрузки,
а под влиянием молекулярных сил сцепления в пленке масла, которым
эти поверхности должны быть предварительно смазаны. Контактное
давление q, нужное для сохранения герметичности, находится в зависи-
мости от давления газа рх, вязкости масла и шероховатости притертых
поверхностей. При высоте гребней в 2 мкм и вязкости масла в 97,4° Е
необходимое контактное давление q % рг; при вязкости в 61,1° Е его
величина возрастает до q %4рх [135]. С уменьшением высоты гребней
величина q уменьшается. Прорыв газа при недостаточном затяге шпилек
нарушает масляную пленку и последующая подтяжка шпилек уже не
восстанавливает герметичности уплотнения. В этом случае требуется
разборка и повторное смазывание маслом сопрягающихся кромок.

У мест уплотнения прокладкой или притиркой возможны опасные
напряжения изгиба и среза. Значения их, особенно при динамической
нагрузке и наличии концентраторов напряжения, должны быть прове-
рены расчетом.

Опоры цилиндров. Контактное напряжение всм (н/м2) между сухарем
и опорной плитой качающейся опоры (касание цилиндрической поверх-
ности радиусом г, м, с плоскостью) определяется по формуле

0^ = 0,418]/-^-,	(VII.27)

где G — весовая нагрузка на опору, w; I — длина опорной кромки сухаря, м\
Е — модуль упругости материалов опорной плиты и сухаря, которые
предполагаются одинаковыми, н/м2 (для стали Е—0,21 • 101а н/м2).
Контактное напряжение на цилиндрических поверхностях ножевой
опоры (впадина призмы — радиус гх; кромка «ножа» — радиус г2)

асм = 0,418	(VII.27')

Допустимые значения ос„ для чугуна равно 400 (Мн/м2), для сталь-
ного литья 650 (Мн/м2) и для качественной стали 900 Мн/м2.

В расчетах гибкой опоры проверяют ее устойчивость на продольный
изгиб и, учитывая горизонтальное перемещение верхнего конца в резуль-
тате тепловых и упругих деформаций цидиндра и рамы, вычисляют напря-
жения в месте заделки стержня (трубы) или пластины у плит крепления
к цилиндру и фундаменту.

МАТЕРИАЛЫ ЦИЛИНДРОВ

Для низких давлений цилиндры отливают из серого чугуна марки
СЧ 21—40 или более прочного, а для повышенных давлений — из леги-
рованного или магниевого (высокопрочного) чугуна. Из магниевого
чугуна отливают цилиндры крупных компрессоров для давления 6—
12 Мн/м2, а при сжатии токсичных и взрывоопасных газов для более низ-
ких давлений, особенно при больших диаметрах цилиндров. Структура
чугуна в цилиндрах должна быть перлитной. Следует избегать цементит-
ной структуры, как излишне твердой, отличающейся хрупкостью и способ-
ствующей износу поршней и поршневых колец. Феррит допускается лишь
в малых количествах, так как, будучи мягким, значительно снижает
износоустойчивость и ухудшает прочность чугуна. Твердость по Бринелю
материала цилиндров требуется в пределах НВ\12—241.

Следует учитывать, что заключенный в чугуне графит вступает в со-
единение с водородом, образуя метан, и вследствие этого в чугуне появ-
ляются поры. Наличие же кремния содействует выделению крупного
326
графита. По этой причине содержание кремния в чугуне цилиндров ком-к
прессоров для водорода и азотноводородной смеси должно быть минималь-
ным.

Для цилиндров кислородных компрессоров применяют медистый чугун
с содержанием 3,0—3,5% С; 1,5—2,2% Si; 0,5—0,8% Мп; 0,3—0,5% Р;
0,75—1,5% Си и не более 0,17% S.

Для получения высоких механических свойств и перлитной структуры
отливки, особенно при толстых стенках, ограничивают сумму углерода
и кремния, которая не должна превышать 4,6%, причем содержание крем-
ния должно быть не более 1,6%. Марганца требуется около 0,8%. Примесь
фосфора и серы допускается лишь в незначительных количествах. Не сле-
дует применять исходных материалов шихты, содержащих свинец, так как
даже его следы придают чугуну хрупкость.

Важно также соблюдение ряда технологических требований. Перед
отливкой следует готовую к заливке форму подогреть горячим газом
до температуры 180—200° С. Остывание цилиндра в форме должно быть
равномерным и медленным. Для равномерности остывания крупных
цилиндров через, некоторое время после заливки удаляют стержень вну-
тренней полости цилиндра. Извлечение отливки из формы следует произ-
водить не ранее охлаждения до температуры 80° С. Очистку крупных
цилиндров начинают спустя 10 дней после отливки [121].

Отлитые цилиндры подвергают старению: естественному (в течение
трех-шести месяцев) или искусственному (с выдержкой в печи при тем-
пературе 550—600° С). Правильно осуществить искусственное старение
затруднительно, так как для этого требуется постоянство температуры
по всему объему печи. Обычно для снятия внутренних напряжений при*
бегают к естественному старению отливок, предварительно подвергнутых
черновой обработке. Вибрационный метод снятия внутренних напряжений
оказался малоэффективным.

Во избежание больших износов в эксплуатации рабочих поверхностей
цилиндров особое внимание должно быть уделено очистке газовых кана-
лов от формовочной земли и пригара.

Материалом для кованых цилиндров на давления до 40 Мн/м2 служит
качественная углеродистая сталь 35, Для более высоких давлений при-
меняют конструкционную легированную сталь, например 35Х, с пределом
прочности в крупной поковке <зв = 5004-600 Мн/м2. Для цилиндров на
давления до ПО Мн/м2 применяют сталь ЗОХМА с механической харак->
теристикой: от = 500 Мн/м2; ов = 750 Мн/м2; 65 = 16%; ф = 45%;
ан — 800 кдж/м2 (^8 кГ-м/см2).

Цилиндры на давления до 250 Мн/м2 выполняются из хромоникель-
молибденовых сталей (3,3% Ni; 0,5% Сг; 1,2% Мо) с пределом прочности
Ge = 1000 Мн/м2,

Содержание углерода в подлежащих сварке литых и кованых частях
цилиндра допускается не более 0,34%. До сварки все крупные отверстия
должны быть предварительно механически обработаны и иметь лишь
минимальный припуск на окончательную обработку. Крупные части перед
сваркой нагревают до 250—300° С. После сварки для снятия внутренних
напряжений цилиндры подвергают отжигу и медленному охлаждению.

Качество сварных швов проверяют просвечиванием. Для выявления
внутренних раковин и трещин перед окончательной механической обра-
боткой сварные и цельнокованые цилиндры проверяют ультразвуком.
Контроль цилиндров на отсутствие микротрещин производят после окон-
чательной обработки внутренней поверхности и радиальных каналов.

По технологии, принятой фирмой «Борзиг» (Западный Берлин), после
проварки шва на одну треть глубины и предварительной механической
обработки цилиндра с небольшим припуском шов просвечивают, а затем
доваривают и производят приварку царги водяной рубашки. Сваренный
цилиндр отжигают и подвергают окончательной механической обработке.

Цилиндры, охлаждаемые морской водой, можно также изготовить из
чугуна и стали, но для предотвращения коррозии в их водяной рубашке
устанавливают цинковые протекторы.

Для химически активных газов или газовых смесей, компонентами
которых являются такие газы, цилиндры должны быть изготовлены из
чугунов и сталей, не подверженных коррозии под влиянием этих газов.
Более интенсивно протекает коррозия в компрессорах без смазки цилинд-
ров при сжатии влажных газов. Масляная пленка снижает активность
коррозии, а в некоторых случаях служит надежной защитой.

К материалу цилиндров предъявляются требования прочности и плот-
ности. С целью проверки плотности и отсутствия крупных пороков, сни-
жающих прочность, полностью изготовленные чугунные и стальные цилин-
дры с запрессованными втулками подвергают гидравлическому испытанию.
Мокрые втулки подлежат гидравлическому испытанию до установки
в цилиндр. Газовые полости чугунных и стальных цилиндров на давление
до 40 Мн!м2 испытывают давлением, равным 1,5 рабочего, а сталь-
ных цилиндров, рассчитанных на давление выше 40 Мн!м? — давле-
нием, равным 1,25 рабочего. Газовые полости цилиндров компрессоров,
предназначенных для сжатия токсических газов, подлежат дополнитель-
ной проверке на плотность давлением воздуха, которое в зависимости
от среды и условий работы компрессора должно быть равно рабочему
или выше. Полость рубашки водяного охлаждения при обеспеченном сво-
бодном сливе воды испытывают давлением 0,3 Мн!м\ а при перекрывае-
мом сливе — давлением 0,6 Мн!м2.

Отсутствие дефектов в материале кованых цилиндров высокого дав-
ления должно проверяться методами дефектоскопии.

Втулки цилиндров «сухого» или «мокрого» типа отливают из перлит-
ного чугуна, имеющего более высокие антифрикционные свойства и улуч-
шенную структуру, чем обычные чугуны для цилиндров. Изготовление
втулок следует производить способом центробежной отливки, при котором
повышается плотность, прочность и износоустойчивость материала.

Втулки цилиндров низкого давления до 3,0 Мн/м2, изготовляют из
чугуна СЧ 21—40, а цилиндров среднего и высокого давления — из
СЧ 24—44, СЧ 28—48, СЧ 32—52 и МСЧ 32—52. Твердость по Бринелю
материала втулок требуется в пределах НВ 190-4-241 для всех указанных
марок, кроме чугунов СЧ 32—52 и МСЧ 32—52, для которых НВ 197-4-255.

Микроструктура металла втулок должна представлять мелкопластин-
чатый или сорбитообразный перлит с равномерно распределенным мел-
ким или средним пластинчатом графитом завихренной, прямолинейной
или шарообразной формы, и отдельными мелкими равномерно распреде-
ленными включениями фосфидной эвтектики. Не допускается структурно
свободный цементит. Эвтектический графит и феррит допускаются в виде
отдельных мелких включений в количестве не более 5% площади шлифа
для каждого включения.

Для уменьшения износа завод «Борец» выполняет втулки цилиндров
из специального серого антифрикционного чугуна содержащего: 2,1—
3,3% С; 1,4—1,6% Si; 0,8—1,0% Мп; 0,4—0,6% Сг; 0,2—0,3% Ni;
«^0,14% S; 0,35—0,45% Р. Твердость поверхности в пределах НВ190—250.

Для повышения механических качеств, а также износоустойчивости
и коррозионной стойкости применяют легированные чугуны с присад-
ками хрома и никеля, а иногда молибдена, ванадия, титана и др. По дан-
ным автотракторной промышленности [13], наибольшая износоустой-
чивость получена на втулках из высоколегированного кислотоупорного
чугуна с аустенитной структурой и следующим химическим составом:
2,6—3,0% С; 1,4% Si; 0,8—1,3% Мп; 1,8—2,2% Сг; 16—17% Ni; 5—7% Си.
Применение такого чугуна представляет интерес для втулок цилиндров
последних ступеней у быстроходных компрессоров высокого давления.

Значительного снижения износа достигают также пористым хроми-
рованием втулок. Твердость хромового покрытия НВ 800—1000 и изно-
соустойчивость хромированных втулок в 4—5 раз выше нехромированных.
Важно, что применение хромированных втулок снижает износ нехроми-
рованных поршневых колец в 1,5—2 раза и уменьшает работу трения, так
как способствует удержанию масла в порах. Толщина слоя хрома от 0,05
до 0,25 мм.

Целесообразность или необходимость применения стальных азоти-
рованных втулок и втулок из сверхтвердых материалов для ступеней высо-
кого и сверхвысокого давлений уже была отмечена (стр. 294 и 298). Такие
втулки имеют значительно больший срок службы, способствуют повыше-
нию долговечности колец и уменьшению работы трения в цилиндрах.

Втулки компрессоров для кислорода и ряда других вызывающих кор-
розию газов изготовляют из алюминиевых или оловянистых бронз и нержа-
веющих сталей, в том числе из стали 3X13.

В качестве материала для шпилек цилиндров служит сталь 35, а при
больших напряжениях — легированные стали 35Х, 40 X и 38ХА.

Легированные стали обладают пределом текучести в 2—3 раза боль-
шим, чем у углеродистых сталей, но они более чувствительны к концен-
трациям напряжений и их усталостная прочность в резьбовых изделиях
ненамного выше. Так, для шпилек малого диаметра из легированных ста-
лей разрушающая амплитуда напряжений находится в пределах ± (504-
4-110) Мн!м\ а из углеродистых сталей ± (354-90) Мн!м2, Применение
легированных сталей для шпилек дает существенное преимущество только
при условии упрочнения резьбы накаткой.

Заготовки для шпилек из легированных сталей подлежат предвари-
тельной термической обработке и высокому отпуску при t = 5004-600° С.
Сталь 38ХА требует более высокой температуры отпуска (650—700° С).
Во избежание отпускной хрупкости после отпуска ее следует охлаждать
в масле или в воде.

2. КЛАПАНЫ

В современных компрессорах для управления всасыванием и нагне-
танием применяют самодействующие клапаны, состоящие из замыкающего
органа, выполненного в виде тарелки или пластины, седла, ограничителя
подъема и пружины.

Клапаны принадлежат к наиболее ответственным узлам компрессора
и должны отвечать следующим требованиям: иметь достаточно большую
эквивалентную площадь, необходимую, чтобы потери энергии в них были
минимальными, обладать способностью быстро открываться при неболь-
шом избыточном давлении, обеспечивать своевременность закрытия
в конце всасывания и нагнетания, быть плотными в закрытом состоянии,
иметь малый объем мертвого пространства, обладать прочностью и износо-
устойчивостью.

Чем выше частота вращения компрессора, средняя скорость поршня
и плотность газа, тем труднее создать клапан, полностью отвечающий
всем этим требованиям. Так, для снижения гидравлических потерь должны
быть снижены скорости газа в клапане, но для этого нужно увели-
чить размеры или число клапанов, а это ограничено конструктивными
возможностями и противоречит стремлению сократить объем мертвого
пространства. С увеличением частоты вращения компрессора при неизмен-
ной массе подвижных частей клапана сила пружины должна возрастать.
Однако усиление пружины вызывает дополнительное дросселирование
газа, снижение производительности и повышение мощности. Поэтому
улучшения работы клапана при высоких оборотах достигают не усиле-
нием его пружины, а предельным уменьшением массы пластины, что
может пойти в ущерб ее прочности.

КОНСТРУКЦИИ КЛАПАНОВ

Самодействующие клапаны выполняют пластинчатыми или тарель-
чатыми.

Тарельчатые клапаны с замыкающим органом грибовид-
ной или чашеобразной формы обладают повышенной прочностью, но вслед-
ствие большой массы подвижных частей они применяются преимущественно
для высоких и особо высоких давлений.

На рис. VII.38 показан тарельчатый клапан, принадлежащий второй
ступени двухступенчатого дожимающего компрессора для этилена на

Рис. VI 1.38. Тарельчатый клапан цилиндра сверхвысокого давления
(р = 220 Мн!м*)

220 Мн!м2. Цилиндр II ступени этого компрессора в сборе с клапанами
показан на рис. VII. 19. Корпус клапана состоит из трех частей, связан-
ных гильзой. Для направления клапана служит вставка с центрующими
ребрами и каналами обтекаемой формы, выполненная с гнездом под пру-
жину и хвостовик. Дросселирование газа, вытесняемого хвостовиком
через калиброванное отверстие в направляющей вставке, ослабляет удары
при движении клапана.

В конструкциях компрессоров, предназначенных для магистральных
газопроводов и работающих при низкой температуре нагнетаемого газа,
нашли применение тарельчатые клапаны с грибками из капрона
(рис. VII.39), используемые при перепаде давлений до 3 Мн!м2. Антифрик-
ционные свойства этого материала и малая масса выполненных из него
грибков обеспечивают хорошую работу клапана. Клапан обратим — при
перестановке скрепляющих винтов может служить в качестве всасываю-
щего или нагнетательного.

Для малых компрессоров высокого давления часто применяют сфери-
ческие тарельчатые клапаны (рис. VI 1.40). Тарелка клапана, штампо-
ванная из листа, имеет сферическую опорную поверхность, а седло —
330
плавно закругленную уплотняющую кромку. Таким образом, щель откры-
того клапана имеет плавно сужающееся, а затем расширяющееся сече-
ние. В такой щели, как в диффузоре, восстанавливается часть скорост-
ного напора струи и уменьшается потеря давления в клапане. Клапаны

подобной конструкции применены
на всех ступенях четырехступенча-
того дизель-компрессора (см. рис.
1\Л28), где необходимые проходные
сечения получены выбором доста-
точного числа клапанов. Так, для
/ ступени выбрано: всасывающих
клапанов 31 и нагнетательных 24;
для IV ступени — по одному.

Рис. VI 1.39. Внешний вид (а) и разрез (б) тарельчатых клапанов с грибками из капрона

На рис. VII.41 показан комбинированный клапан I ступени компрес-
сора ЗИФ-55 (см. рис. XI. 1), объединяющий функции всасывающего и
нагнетательного и собранный из отдельных сферических тарельчатых

Рис. VI 1.40. Сферический тарельчатый клапан

клапанов, ввинченных в общую клапанную плиту. Достоинствами клапана
являются его надежность в работе и простота ремонта. Основной недоста-
ток состоит в сравнительно малом проходном сечении, вследствие чего,
несмотря на благоприятный профиль щели, его сопротивление значительно
выше, чем у других клапанов, занимающих такую же площадь. Другой
недостаток — сравнительно большое мертвое пространство.

Пластинчатые клапаны в зависимости от формы пластин
и направления потока разделяются на дисковые, кольцевые, полосовые,
швеллерные и прямоточные.

Дисковые клапаны выполняют с однопроходным или много-
проходным седлом и клапанной пластиной в виде диска, снабженного дуго-
выми окнами для прохода газа. Седла таких клапанов и ограничители
подъема состоят из концентрических колец, соединенных радиальными
ребрами. Ограничитель подъема крепится к седлу посредством шпильки,
ввинченной у всасывающего клапана в ограничитель подъема, а у нагне-

Рис. VI 1.41. Комбинированный многотарельчатый клапан /
ступени компрессора по рис. XI. 1

тательного клапана — в седло с тем, чтобы у того и другого гайка при уста-
новке клапана в гнездо не была обращена к полости цилиндра. Конец
шпильки расчеканивают для предотвращения протечек газа по резьбе.

В наиболее распространенных разновидностях дискового клапана
пластина зажата в центре между седлом и ограничителем подъема
(рис. VI 1.42, а, в) и представляет собой ряд концентрических колец,
соединенных радиальными перемычками. Второе от центра кольцо пла-
стины разрезано в двух местах а, связано перемычками и сфрезеровано
у мест разреза на меньшую толщину, что позволяет пластине пружинить
при движении на высоту подъема клапана. Достигаемое при таком устрой-
стве хорошее направление пластины и отсутствие трения исключают воз-
можность ее зависания. Над пластиной клапана находятся несколько
демпфирующих пластин, воспринимающих воздействие демпфирующих
пружин и предназначенных смягчать удары пластины клапана об огра-
ничитель подъема.

В конструкции клапана предусматривают фиксирующий штифт, обес-
печивающий совпадение перемычек пластин и ребер седла и ограничителя
подъема.

Высота подъема пластины клапана равна толщине дистанционного
кольца 2 или сумме толщин двух дистанционных колец 2 и 5. Пружины 4
(рис. VII. 42, а), прогибая пластину 3 на толщину кольца 2, прижимают
ее к седлу с небольшим начальным усилием.
Клапаны выполнены так, чтобы демпфирующие пластины в закрытом
клапане свободно висели в промежутке между седлом и ограничителем
подъема. При открытии клапана пластина первоначально поднимается
на высоту hlt а затем, после удара о демпфирующие пластины 6 и гаше-
ния скорости, дополнительно поднимается на высоту й2, преодолевая

Рис. VII.42. Дисковые клапаны с зажатыми (айв) и скользящими (г) пластинами («Герби-
гер», Австрия):

/ — седло; 2 — нижнее дистанционное кольцо; 3 — клапанная пластина; 4 —закрывающие
пружины; 5—верхнее дистанционное кольцо; 6 — демпфирующая пластина; 7 — демпфирующие
пружины; 8 — ограничитель подъема; 9 — пружинящая пластина; 10 — направляющее кольцо

суммарную силу пружин 4 и 7. Характеристика пружин, показанная на
рис. VI 1.42, б, полога в начале открытия и крута в конце, что благопри-
ятно как с точки зрения ослабления ударов пластины, так и в отношении
возникающих в клапане потерь энергии.

В дисковом клапане (рис. VII.42, в) кольца буферных пластин, проре-
занные и отогнутые, выполняют роль плоских пружин, а цилиндричес-
кие пружины отсутствуют. При этом значительно уменьшается высота
ограничителя подъема, а вместе с нею и объем мертвого пространства
у всасывающего клапана. Силовая характеристика дискового клапана
с пружинящими пластинами одинакова с показанной на рис. VI 1.42, б
для клапана с цилиндрическими пружинами.

Пластины дискового клапана могут соединять в себе большое число
колец малой ширины, что позволяет при заданном наружном диаметре
клапана развить периметр щели и получить при относительно малой

высоте подъема пластин
в кольцевом клапане тех

Рис. VI 1.43. Кольцевой клапан
с кольцевыми пружинами (на
давление 32,0 Мн/м2)

значительно большее проходное сечение, чем
же размеров.

В дисковых клапанах малого диаметра, для
возможности устройства каналов близ соедини-
тельного болта, пластину не зажимают в центре,
а выполняют скользящей по направляющему
кольцу 10 (рис. VI 1.42* г). Оно имеет ступенча-
тую форму (рис. VII.42, е), благодаря которой
движение демпфирующих пластин происходит
только на половине хода клапанной пластины.

Рис. VI 1.44. Кольцевой клапан с местными пружи-
нами

Силовая характеристика пружин клапана, построенная с учетом влия-
ния демпфирующих пружин, выражается при этом ломаной линией,
показанной на рис. VII.42, д. Клапаны на рис. VII.42, г применяются
и для высоких давлений.

Кольцевые клапаны, замыкающим органом у которых
вместо диска служат кольцевые пластины, более просты в изготовлении
и надежны в эксплуатации. Преимущество их в выполнении пластин без
радиальных перемычек.

В зависимости от необходимого проходного сечения число пластин
клапана выбирают от одной до пяти, а иногда и более. Для направления
пластин служат центрирующие выступы в ограничителе подъема.

Кольцевой клапан выполняют либо с кольцевой, концентрически рас-
положенной спиральной пружиной, одной для каждой кольцевой пластины
(рис. VII.43), либо с несколькими (3—6) цилиндрическими* местными пру-
жинами, размещенными по окружности каждого кольца (рис. VI 1.44).
В клапане первого вида для получения требуемого усилия кольцевые
пружины выполняют из проволоки большого сечения, особенно у внешних
колец клапана, вследствие чего масса этих пружин велика. Цилиндриче-
ские местные пружины, напротив, отличаются малой массой.
У клапана рис. VI 1.44 седло выполнено с высоким буртом, выступаю-
щим в сторону ограничителя подъема настолько, что клапан получается
обратимым (может служить всасывающим или нагнетательным) и не тре-
бует гнезд различной глубины. Седло и ограничитель подъема соединены
внутренней шпилькой, ввернутой в глухие отверстия. При этом нет вы-
ступающей гайки и исключаются утечки по резьбе шпильки.

Рис. VI 1.45. Кольцевой клапан с местными пружинами в промежутках
между пластинами

Кольцевой клапан на рис. VII.45 отличается тем, что местные пружины
находятся между кольцами и действуют совместно на две соседние пла-
стины. При этом представляется возможным увеличить диаметр пружин
и, следовательно, диаметр их проволоки, что важно для стойкости пружин
против коррозии и истирания. Кроме того, уменьшается число пружин

Рис. VI 1.46. Цилиндрическая пружина с по-
догнутым по спирали концом

и достигается одновременность дви-
жения соседних пластин. Особен-
ность конструкции клапана со-
стоит также в применении парных
колец, причем верхнее, находящее-
ся со стороны ограничителя подъе-
ма, является демпфирующим.

Кольцевые клапаны высокого
давления отличаются от клапанов
низкого давления прочностью
основных деталей и, прежде всего,
седла, которое выполняют сталь-
ным со сверленными каналами,
объединенными круговыми канав-
ками под пластинами клапана
(рис. VII.43).

Кольцевые пружины навивают из круглой или плющеной проволоки,
поставленной на ребро. Пружины из плющеной проволоки в сжатом состоя-
нии менее высоки, но изготовить их несколько труднее. Местные пружины
навивают из тонкой круглой проволоки и для предохранения от защемле-
ния между ограничителем подъема и пластиной клапана снабжают кол-
пачками. Но в работе колпачки быстро ломаются, а устройство их вызы-
вает необходимость увеличения высоты ограничителя подъема. Вместо
колпачков для предотвращения поломок и защемлений винтовых пружин
один или оба, конца их подгибают по спирали (рис. VI 1.46).
В находящихся в ограничителе гнездах для пружин предусматривают
сквозные отверстия, по которым отводится накапливающееся там масло.
У всасывающего клапана такие отверстия нужны и по другой причине:
в самом начале всасывания в цилиндре, а следовательно, и в гнездах
под пружины образуется значительное разрежение, поэтому когда пла-
стина, достигнув ограничителя подъема, закрывает гнезда, она при отсут-
ствии этих отверстий «присасывается» к ограничителю подъема, и клапан
не может своевременно закрыться.

Недостатки кольцевых пружин: массивность, частые поломки вслед-
ствие соударения витков и малая жесткость, при которой усилие пру-

Рис. VI 1.47. Коническая пружина и схема ее расположения в гнезде клапана

жины в закрытом и открытом клапане почти одинаково. Для работы же
клапана благоприятны более жесткие пружины, усилие которых мало
в закрытом клапане, но круто возрастает по мере его открытия. Давление
кольцевой пружины на пластинку, вследствие влияния крайних витков,
выполненных с утонением, получается неравномерным, что вызывает
движение пластины с перекосом, сокращающим срок ее службы. Эти
недостатки проявляются сильнее у клапанов большого диаметра. Поэтому
применять кольцевые пружины следует только в небольших клапанах,
в том числе для высокого давления.

В клапанах большого диаметра, особенно предназначенных для много-
оборотных компрессоров, следует применять местные пружины. Для уни-
фикации пружин можно изменять их число или глубину гнезд и получать
различные усилия.

Вместо местных цилиндрических пружин иногда применяют кониче-
ские, навитые спиралью из ленты (рис. VII.47). Такие пружины имеют
криволинейную характеристику с пониженной жесткостью в начале подъема
пластины, что улучшает работу клапана, уменьшая потерю энергии. Для
этих пружин требуются гнезда меньшего диаметра и меньшей глубины,
и ограничитель подъема значительно ниже, чем при цилиндрических.
Однако они более подвержены поломкам вследствие коррозии и истирания
витков, чем цилиндрические из круглой проволоки.

Задача получения криволинейной характеристики удачно решена
в клапане (рис. VII.48), где кольцевая волнистая пружина опирается на
кольцевую опорную пластину, также волнисто изогнутую. Длина волны
на пружине в два раза больше, чем на опорной пластине. По мере откры-
тия клапана опорные точки пружины сближаются, свободная длина изги-
баемых участков уменьшается от х до и жесткость пружины увели-
чивается. При таких пружинах конструкция ограничителя подъема отли-
чается малой высотой и, следовательно, малым объемом мертвого про-
странства.

Для ослабления ударов пластин клапана об ограничитель подъема
и для смягчения обратной посадки пластин на седло в ограничителе
подъема клапана этой конструкции устроены кольцевые канавки, в кото-
рые с малым зазором входят пластины. При подъеме пластин замкнутый
там газ образует упругую подушку, а при обратной посадке над ними

Прутина -

Опарная
пластина

Седло

Ограничитель подъема

М ///^ м-^///^//7

.

> 2 1

Рис. VI 1.48. Схема клапана с волнистыми пружинами переменной жесткости (а); детали и
разрез клапана с такими пружинами (б)

возникает разрежение. В клапане на рис. VI 1.27 задача демпфирования
решена иначе — для образования упругой подушки кольцевые пластины
выполнены швеллерного сечения.

В цилиндрах одинарного действия часто применяют комбинированные
клапаны, объединяющие в себе всасывающий и нагнетательный. На
рис. VI 1.49, а и б показана конструкция такого клапана, предназначен-
ного для бескрейцкопфного компрессора с воздушным охлаждением.
Клапан устанавливается между цилиндром и крышкой с центральной каме-
рой для всасывания и кольцевой — для нагнетания. Пластины клапана —
дисковые или кольцевые. Роль пружин выполняют буферные пластины
с прорезями и отогнутыми концами. Аналогичный клапан, но устанавли-
ваемый внутри головки цилиндра, показан на рис. VI 1.23, д. Такие кла-
паны имеют большие проходные сечения вследствие наиболее полного
использования площади крышки цилиндра и применяются для быстроход-
ных компрессоров с частотой вращения до 50 сек"1. Для малых компрес-
соров при диаметре цилиндра менее 100 мм целесообразна конструкция
уйрощенного комбинированного клапана (рис. VI 1.49, в), где седлом на
стороне всасывания служит торец втулки цилиндра. .

На рис. VI 1.50 показан комбинированный кольцевой клапан высокого
давления. Всасываемый газ поступает через радиальные сверления 1
в глубокую кольцевую канавку 2 под пластиной 3 и далее по осевым
отверстиям 4 и 5 входит в цилиндр. По осевым отверстиям 4 газ выходит
из цилиндра при нагнетании. Пластина нагнетательного клапана выпол-
нена меньшего размера, чем всасывающего. На рис. VI 1.51 показан ком-
бинированный клапан на 70 М.н!м2 (предложен проф. В. Христианом —
ГДР). Клапан состоит из массивного корпуса, имеющего внутреннюю
сферическую полость с боковым каналом, по которому подводится газ.
Всасывание происходит через ряд наклонных отверстий и кольцевую
проточку под пластиной всасывающего клапана. Другой ряд наклонных
отверстий, расположенных, как и первые, по окружности, но большего
диаметра, служит для нагнетания. Он сообщает полость цилиндра с коль-
цевой канавкой под пластиной нагнетательного клапана. Детали клапана

на стороне всасывания и нагнетания одинаковы. Комбинированные кла-
паны аналогичных конструкций находятся в цилиндре между корпусом
и крышкой (рис. VII. 17).

Полосовые клапаны выполняют с самопружинящими
пластинами, которые имеют форму прямоугольных полос (рис. VI 1.52).

-----------0 f 15---

Рис. VI 1.50. Комбинированный клапан
на 20 Мн!м2



В свободном состоянии они прилегают
к седлу, но под давлением газа выги-
баются по дуге углублений в ограни-
чителе подъема (рис. VII.53).

Концы самопружинящих пластин
находятся в направляющих гнездах,
причем для предохранения от продоль-
ного сдвига служат шпонки или огра-
ничивающие планки. Изготовление пла-
стин для полосовых клапанов намного
проще, чем для кольцевых, но мате-
риал пластин должен быть высокого
качества.

В беспружинном полосовом кла-
пане сечение седла используется по

длине не в одинаковой мере, так как высота щели для прохода газа, обра-
зующаяся при изгибе пластины, мала у концов. Вместе с тем, высоту
подъема в средней части пластины по соображениям долговечности кла-
пана приходится выбирать небольшой, во всяком случае, не большей,
чем у кольцевых клапанов для равных условий работы.

Для восполнения недостатка проходного сечения в щели применяют
пластины малой ширины, что позволяет увеличить число пластин и раз<-
вить щелевые периметры.

Полосовые клапаны часто выполняют комбинированными. На
рис. VII.54 показана конструкция комбинированного полосового клапана
с плитой, общей для блока двух цилиндров. Плита имеет пазы и углубле-
ния, образующие на одной половине плиты седло, а на другой — ограни-
читель подъема. Сопряженные части клапана выполнены в виде накладок,
расположенных со стороны крышки цилиндра. Между плитой и накладками
находятся фиксирующие рамки, препятствующие боковому смещению

А-А

Рис. VII.54. Комбинированные полосовые клапаны

пластин. Такие клапаны изготовляются различных размеров, причем
самые малые имеют по одной пластине для всасывания и для нагнетания.
При комбинированном клапане такой конструкции в крышке цилиндра
имеется продольная перегородка, разделяющая полости всасывания и
нагнетания (рис. VI 1.23, г).

Плоскости соединения клапанных досок полосовых клапанов должны
быть притерты друг к другу. В клапане рис. VI 1.54 притирке подлежат:
плита, накладное седло и находящаяся между ними фиксирующая рамка.
Концы пластин полосовых клапанов должны быть утоплены в пазах
ограничителя подъема не менее чем на 0,1 -мд«. Перекрытие пластинами
кромок седла клапана — не менее 1 мм. Полосовые клапаны применяются
только для низких давлений.

Клапан швеллерного типа, показанный на рис. VII.55,
выполнен с жесткими пластинами коробчатого профиля, внутри которых
расположены выгнутые по дуге полосовые пружины. Пластины получают
направление по концам в гнездах. При открытии клапана пластины под-
нимаются над седлом не выгибаясь, и ширина щели вдоль пластины
340
со

Рис. VI1.55. Клапан швеллер-
ного типа для компрессоров без
смазки цилиндров

г)

Рис. VI 1.56. Всасывающий и нагнетательный конические
клапаны швеллерного типа: а — всасывающий; б — нагнета-
тельный; в — вид на седло; г — пластина с пружиной:

1 — пластина; 2 — пружина; 3 — корпус; 4 ~ седло; 5 — направ-
ляющее кольцо; 6 — нажимной винт
получается одинаковой. Этим устраняется недостаток, свойственный поло-
совым беспружинным клапанам. В изготовлении такой клапан сложнее
и из-за большей массы движущихся частей пригоден только для пони-
женных оборотов. Между пружиной клапана и полками швеллерной
пластины по ширине имеется ограниченный зазор 0,08 мм, вследствие
чего образуется воздушный буфер, смягчающий удары пластины об огра-
ничитель подъема и о седло.

Швеллерные клапаны применяются для перепадов давлений до
5 Мн!м\ Представленный на рис. VII.55 клапан предназначен для ком-
прессоров без смазки цилиндров (см. стр. 645).

Башенные клапаны в отличие от уже рассмотренных конструк-
ций выполняются с пластинами, расположенными на седле, имеющем форму
многогранной призмы или усеченной пирамиды. Пластины такого клапана
выполняются полосовыми, швеллерными или лепестковыми (зажатыми
с одного конца). Площадь размещения пластин, а с нею и проходное
сечение у башенных клапанов в несколько раз больше, чем у обычных.
Но и объем мертвого пространства у них велик. Клапаны такой конструк-
ции применяют преимущественно для компрессоров большой произво-
дительности.

В башенных клапанах швеллерного типа (рис. VI 1.56) пластины швел-
лерного профиля заключены между корпусом, служащим ограничителем
подъема, и седлом, установленным внутри корпуса. Клапаны изготов-
ляются с числом пластйн 15, 18 или 21. Все детали всасывающего и нагне-
тательного клапанов (за исключением их корпуса) одинаковы. Сложность
изготовления такого клапана окупается его сравнительно большим
проходным сечением при малом диаметре.

Многоярусные клапаны отличаются расположением пла-
стин в нескольких плоскостях друг над другом. Как и башенные, они
применяются для увеличения проходного сечения при ограниченном диа-
метре гнезда. В многоярусном клапане кольцевого или дискового типа
(рис. VI 1.57) число пластин может быть различным. Мертвые пространства
в таких клапанах велики. Повышенными должны быть также утечки,
так как не под всеми уплотняющими кромками пластин открываются
щели для прохода газа. Клапан (рис. VII. 57, а) выполнен с дисковымй
пластинами, причем рабочая встречает демпфирующую на половине
высоты подъема.

В двухъярусных дисковых клапанах (рис. VI 1.58, а) части клапана
скреплены втулкой, которая служит каналом для сообщения верхней
половины клапана с полостью цилиндра. Нагнетательный клапан отли-
чается от всасывающего расположением деталей в сборке и выполнением
поясков для уплотнения в цилиндре. Наличие в клапане центрального
канала, очень удобное для присоединения дополнительного мертвого
пространства (рис. VII.58, в), часто является основной причиной приме-
нения таких клапанов. Поэтому иногда двухъярусными выполняют лишь
часть клапанов — по числу присоединяемых дополнительных полостей
(рис. VII.6).

В двухъярусном полосовом клапане (рис. VI 1.59) нижний выполнен
с окном для прохода газа к верхнему. Промежуточный фонарь разделяет
поток газа и направляет его вдоль ребер ограничителя подъема нижнего
клапана и седла верхнего.

Выполнение клапанов двухъярусными увеличивает эквивалентную
площадь в 1,5—1,6 раза, но объем мертвого пространства растет намного
больше. Применение прямоточных клапанов более радикально решает
задачу увеличения эквивалентной площади, причем объем мертвого про-
странства в ряде случаев уменьшается.
установка в цилиндре с присое-
динением дополнительной поло-
сти для регулирования

Рис. VI1.59. Двухъярусный
полосовой клапан («Вортингтон»,
США)
Внутренний контур прокладки
со стороны цилиндра

Рис. VI 1.61. Прямоточный ком-
бинированный круглый клапан:
1 — боковая плита; 2 — гермети-
зирующее кольцо; 3 — седло;
4 — стяжные кольца; 5 — седло
двухстороннее; 6 — пластина;

7 — стопорная планка

Рис. VI 1.62. Расположение комбинирован-
ного клапана между цилиндром и крышкой

Рис. VI 1.60. Прямоточный
комбинированный прямо-
угольный клапан

Рис. VII.63. Клапан прямоточный индивидуальный
круглый
Прямоточные клапаны, так же как и полосовые, являются
самопружинящими. Отличие их от клапанов других типов заключается не
только в направлении потока газа, который протекает между параллельно
расположенными пластинами (рис. VI. 1), но и в больших проходных сече-
ниях при заданных габаритных размерах. Пластины клапана, постав-
ленные на ребро, в несравненно меньшей мере стесняют проходное сече-
ние, чем пластины в обычном клапане, где они расположены в плоскости,
перпендикулярной направлению потока.

Прямоточные клапаны для поршневых компрессоров разработаны
в ЛенНИИхиммаше 1 и выполняются трех разновидностей: комбинирован-
ные прямоугольные, комбинированные круглые и индивидуальные круг-

Рис. VI 1.64. Седло (а) и пластина (б) индивидуального прямоточного
клапана

лые. Клапаны первых двух разновидностей (рис. VI 1.60 и VI 1.61) пред-
назначены только для бескрейцкопфных компрессоров и рассчитаны на
установку между цилиндром и его крышкой (рис. VI 1.62).

Индивидуальные круглые клапаны (рис. 63) предназначены для ком-
прессоров средней и большой производительности, преимущественно
крейцкопфных.

Прямоточные клапаны собраны из элементов, состоящих из седла и
примыкающей к нему упругой пластины. Седло (рис. VI 1.64) имеет на
рабочей поверхности (сторона А) ячейки, которые разделены перемычками
и служат проточными каналами. На тыльной стороне Б седла имеется
широкое углубление — ниша с клиновидным скосом, куда отгибается
пластина при открытии клапана. Профиль клиновидного скоса близок
к профилю пластины, изогнутой давлением потока газа. Самопружинящая
пластина (рис. VI 1.64) зажимается по П-образному контуру между сосед-
ними седлами. Она выполнена из тонкой стальной пружинящей ленты,
масса ее намного меньше, чем у пластин других клапанов. Прорези у кон-
цов пластины дают возможность ее средней незажатой части — «языку» —
свободно отгибаться. Для клапанов больших размеров пластины выпол-
няются двух- и трехъязычковыми. У седел и пластин предусмотрен

1 Френкель М. И. Авторские свидетельства на изобретения № 97931, 114304,
114305 и 148478.
установочный паз D (рис. VII.64), который служит для взаимной коор-
динации их при сборке клапана в приспособлении.

В конструкции прямоточных индивидуальных клапанов седла высту-
пают над свободной кромкой пластин, образуя прямые выходные диффу-
зоры. Наличие их, как показали исследования, увеличивает эквивалент-
ную площадь клапана Ф на 15% (рис. VI 1.65), уменьшая потерю давления
и энергии на 25%.

Входные каналы седла имеют переменную глубину с сужением (поро-
гом) у свободной кромки пластины. Устройство такого порога усиливает
давление потока на пластину, снижая разность давлений, необходимую
для полного открытия клапана, а также увеличивает эквивалентную
площадь Ф (рис. VII.66).

Рис. VII.65. Влияние выходного диффузора на характеристику прямоточного
клапана:

/—без диффузора; 2—с диффузрром по радиусу Я ==15 мм; 3 —с прямым диффузором

Благодаря прямому току газа, наличию диффузоров, рациональной
форме проточных каналов и увеличенным проходным сечениям, эквивалент-
ная площадь прямоточных клапанов в 2—2,5 раза больше, чем у кольце-
вых или дисковых того же размера, что дает 4—6-кратное снижение
потерь энергии.

В комбинированном прямоугольном клапане элементы скреплены
винтами, в клапанах же круглой формы они связаны стяжными конусными
кольцами. После легкой напрессовки стяжные кольца фиксируются отги-
бом стопорных планок.

У комбинированных клапанов прямоугольной и круглой формы эле-
менты на стороне всасывания и нагнетания одинаковы, но обращены
входными каналами в противоположные стороны. Лишь у клапана I
ступени пластины на стороне всасывания тоньше, чем на стороне нагнета-
ния. Пластины и седла комбинированного клапана выполняются равными
по высоте, чем достигается возможность уплотнения клапана мягкими про-
кладками при установке его между торцевыми плоскостями цилиндра
и его крышки (рис. VII.62). По этой причине клапан устроен без выходных
диффузоров.
Герметизирующее кольцо, предусмотренное снаружи круглого ком-
бинированного клапана (рис. VII.61), исключает возможность внешних
утечек газа через торцевые неплотности по плоскостям касания седел
и пластин. В этом преимущество такого клапана по сравнению с прямо-
угольным.

Уплотнение индивидуального прямоточного клапана в гнезде цилиндра
осуществляется мягкой прокладкой под буртом, образованным высту-
пами седел и пластин. Для возможности уплотнения высота выступов С
(рис. VI 1.64) ограничена допуском. Торец пластин не выходит на поверх-

Рис. VII.66. Влияние профиля проточного канала на характеристику прямоточного клапана:
1 — профиль канала с порогом у выходной кромки; 2 — профиль прямолинейного канала без порога

не совпадают (рис. VI 1.63), что устраняет необходимость совместной обра-
ботки седел и пластин, упрощает процесс изготовления клапана и облегчает
замену поврежденных пластин запасными. Время разборки клапана сред-
него размера, замены в нем одной пластины и сборки его в приспособле-
нии составляет около 15 мин. В большинстве конструкций опорный бурт
расположен по середине высоты клапана, и клапан может служить в каче-
стве всасывающего и нагнетательного. При этом глубина гнезд цилиндра
под всасывающие и нагнетательные клапаны одинакова.

Прямоточные клапаны помимо уменьшения затрат энергии увеличи-
вают производительность компрессоров, Этому способствуют большая
плотность клапана, малая потеря давления к концу всасывания и мень-
ший объем мертвого пространства, причем эти преимущества особенно
заметны при сопоставлении работы компрессоров с различными^клапа-
нами больших диаметров. В случае прямоточных клапанов работа, затра-
чиваемая на проход газа через всасывающие клапаны, относительно мала,
что также способствует повышению производительности, так как работа
переходит в тепло, а с уменьшением работы уменьшается нагрев газа
к концу всасывания и увеличивается поступление его в цилиндр.

На рис. VI 1.67 совмещены индикаторные диаграммы I ступени компрес-
сора 200В-10/8, снятые при прямоточных и при кольцевых клапанах под
нагрузкой и на холостом ходу. На диаграммах, соответствующих работе
под нагрузкой, при прямоточных клапанах наблюдается значительное
снижение потерь давления и увеличение производительности. Вследствие
роста производительности площадь диаграммы, соответствующая прямо-
точным клапанам, мало отличается от площади при кольцевых клапанах.

Результаты сравнительных испытаний серийных двухступенчатых воз-
душных компрессоров различных марок при работе с кольцевыми и прямо-
точными клапанами приведены в табл. VII.2, где указаны изменения про-
изводительности и удельных расходов энергии. На многооборотном бес-
крейцкопфном компрессоре ЗИФ-55 (см. рис. XI. 1) комбинированные

Рис. VII.67. Индикаторные диаграммы / ступени компрессора 200В-10/8: а — при работе
под нагрузкой (прямоточные клапаны Nund ~ 25,8 кет, кольцевые клапаны ^инд ~
= 27,6 кет)\ б — на холостом ходу при клапанах, открытых в атмосферу (прямоточные
клапаны NUHd— 1,63 кет, кольцевые клапаны	11,1 кет):

------ — прямоточные клапаны;---------кольцевые клапаны

многотарельчатые клапаны по рис. VI 1.41 были заменены на прямоточ-
ные. При этом достигнуто увеличение производительности компрессора
на 14%, а снижение удельного расхода энергии составило 18%. По сред-
ним данным, полученным по большому числу серийных компрессоров,
переведенных в эксплуатации на прямоточные клапаны, снижение удель-

Таблица VII.2

Результаты сравнительных испытаний двухступенчатых воздушных компрессоров
общего назначения при замене кольцевых клапанов прямоточными

Марка компрессора	Номинальные параметры			Количество испы- танных компрессо- ров	Увеличение произ- водительности, %	Снижение потреб-* ляемой мощности, %	Снижение удель- ного расхода энер-  гии, %	Результативная экономия мощности (с учетом увеличе- ния производитель- ности), кет
	1  1 Производитель- ность, м*1сек (м3/мин)	Конечное дав- ление, Мн/мг (кГ/смг)	Мощность дви- гателя, кет					
200В-10/8	0,167 (10)	0,9 (9)	80	3	17,3	7,10	20,7	19,3
160В-20/8	0,333 (20)	0,9 (9)	146	1	9,3	6,80	14,0	24,0
2Р-20/8	0,333 (20)	0,9 (9)	120	1	14,5	5,40	16,8	19,8
В-300—2К	0,667 (40)	0,9 (9)	240	2	10,3	3,95	12,9	33,9
2ВГ-100/8	1,67 (100)	0,9 (9)	625	1	7,9	5,87	12,8	106,0
55В-100/8	1,67(100)	0,9 (9)	625	3	8,0	0,53	7,9	48,2
ного расхода энергии составило 10—12%, а увеличение производительно-
сти 6—8%. Экономический эффект от перехода на прямоточные клапаны
был меньше в тех случаях, когда в кольцевых клапанах допускались
относительно малые скорости газа.

При прямоточных клапанах вследствие небольших потерь давления
снижается температура нагнетаемого газа. Так, в испытаниях на ком-
прессоре 200В-10/8 температура нагнетаемого воздуха снизилась на /
ступени со 157,7 до 132,6° G и на II ступени с 126,8 до 111° С. При этом
уменьшается образование нагара. Снижение роста температуры газа
по ступеням приблизительно пропорционально снижению удельной инди-
каторной работы.

Прямоточные клапаны действуют практически совершенно бесшумно.
Вследствие малой массы и большой площади пластин они быстро откры-
ваются, не вызывая задержки потока и ударных волн в столбе газа, возбу-
ждающих вибрацию трубопровода. Прямоточные клапаны выполняются
различных диаметров до 320 мм на перепады давлений до 4,0 MhIm2.
Они применимы при любых частотах вращения, при которых работают
поршневые компрессоры.

В практике зарубежного компрессоростроения прямоточные клапаны
не нашли еще применения, за исключением свободнопоршневых дизель-
компрессоров. Клапаны, применяемые для них фирмой «Маккей»
(рис. VII.68 и VII.69), отличаются устройством двухсторонних седел
и наличием между ними ножевидной детали. Сопряжение элементов кла-
пана происходит по наклонным поверхностям. Такое устройство сложнее,
но дает некоторое увеличение проходных сечений. Для достижения плот-
ного соприкосновения элементов клапана по плоскостям разъема в пазы
боковых плит вставлены пружинящие стержни прямоугольного сечения,
концы которых притягиваются стяжными винтами. Для повышенных
давлений такой клапан не обладает достаточной жесткостью. Расположе-
ние опорного бурта удобно только для установки клапана в качестве
всасывающего.

КОНСТРУКТИВНЫЕ СООТНОШЕНИЯ И ПРОЧНОСТНЫЕ РАСЧЕТЫ

Диаметральные размеры круглых индивидуальных клапанов выби-
раются согласно диаметрам клапанных гнезд в цилиндре — «в свету»
и d2 — под опорный бурт, значения которых по ГОСТу 13529—68 уста-
новлены следующими [34]:

41	16	20	25	32	36	40	45	50	55	60	70	80	90
^2	22	26	31	38	42	47	52	57	63	68	79	90	100
<4	100	110	125	140	160	180	200	220	250	280	320	360	400
d2	112	122	137	155	175	195	215	235	265	295	335	375	420

В том же ГОСТе указано заглубление клапанов — расстояние от
опорного бурта до торцевой плоскости, обращенной к полости цилиндра.

Для достижения удовлетворительного срока службы клапана подъем
пластин h (рис. VI 1.70) должен быть тем меньше, чем больше частота
вращения и выше давление газа, протекающего через клапан. Для опре-
деления допустимых значений h у кольцевых и дисковых клапанов сле-
дует пользоваться номограммой рис. VII.71. Для малых клапанов низкого
давления при внешнем диаметре большей из пластин D = 150; 100 и 50 мм
подъем h может быть увеличен соответственно на 10; 20 и 30% против
выбранного по графику.

Ширину проходов в седле клапана b выбирают таким образом, чтобы
площадь их была равна или больше площади щели, откуда b 2й. При
Рис. VI1.68. Прямоточный клапан фирмы «Маккей» (США): а — вид
со стороны боковой плиты; б и в — положение пластин у закрытого
и открытого клапанов:

1 — боковая плита; 2 — пластина; 3 — ножевидный ограничитель подъема;
4 — седло; 5 — пружинящий стержень; 6 — стяжной винт

Рис. VII.69. Внешний вид клапана
по рис. VI 1.68

Рис. VII. 70. Основные размеры
клапана
малой высоте подъема пластин допускают b — (Зч-4) /г Но в этом случае
менее целесообразно используется площадь седла клапана. На уплот-
няющих кромках у каналов седла кольцевых и дисковых клапанов пре-
дусматривают фаски под углом 30 или 45°, размером 0,3—0,5 мм,

В ограничителе подъема выбирают ширину каналов &' = (1,0ч-1,2) 6,
причем лучше придерживаться нижнего предела.

Ширину уплотняющей кромки клапана принимают а — 0,75ч-2,5 мм,
но для клапанов низкого давления не более 1,5 мм. При широких кром-
ках усиливается прилипание пластины к седлу и, как следствие, удары ее

Рис. VI 1.71. Номограмма для определения высоты подъема пластин клапана
в зависимости от числа оборотов и давления

об ограничитель подъема. При выбранной ширине удельное давление на
уплотняющей кромке ог разности давлений в закрытом клапане равно:

А___ (Рн — Рвс) (b a)	ZVTT 9ЯА

Значение k (Мн/м2) не должно превышать:

Для седел из чугуна и бронзы.........30

»	»	» углеродистой стали.........50

Для седел клапанов высокого давления, изготовленных из легирован-
ной стали, допускают значительно большие значения k.

Толщина пластин кольцевых клапанов 6 = 0,8ч-Зжл/. Большие зна-
чения — для клапанов высокого давления или большого диаметра. Пла-
стины полосовых клапанов (рис. VI 1.52) выполняют толщиной до 0,8—
1,0 мм, причем крайние пластины, имеющие меньшую длину, должны быть
более тонкими.

Высота всех комбинированных прямоточных клапанов одинакова,
совпадает с высотой находящихся в них пластин и равна 40 мм. Ход
пластин выбирается в пределах от 1,4 до 1,8 мм — меньшие значения для
самых высоких оборотов.

Прямоточные индивидуальные клапаны независимо от диаметра имеют
высоту 65 мм. Высота пластин 60 мм. Превышение высоты клапана над
высотой пластин'вызвано устройством диффузора у выходных щелей. Ход
пластин у них равен 2,6 мм. Установочный бурт клапана, расположенный
симметрично, имеет высоту 15 мм.

Толщина седел у всех прямоточных клапанов одинакова и равна 6 мм.
Расположение ячеек седла, образующих проточные каналы клапана, по-
казано на рис. VI 1.64.

Толщина пластин прямоточных клапанов выбирается в зависимости
от их высоты. Для пластин высотой 40 мм—6 = 0,2 и 0,3 мм; для пластин
высотой 60 мм—8 = 0,3 и 0,4 мм. Меньшие значения —только для пере-
пада давлений до 0,4 Мн/м2.

Пластины прямоточных клапанов могут иметь желобчатость до 0,5%
высоты. При сборке клапана пластины устанавливают вогнутой стороной
в сторону ячеек седла. Когда одна из кромок пластины зажата между
седлами, другая, находящаяся у выходной щели, плотно прижимается
к седлу и тем сильнее, чем больше желобчатость. Усилие прижатия
влияет на работу клапана точно так же, как в клапанах с пружиной —
сила предварительного затяга пружины. При этом изменяется статичес-
кая характеристика клапана и динамика движения его пластины. При
чрезмерной желобчатости клапан открывается не полностью и пластина
его вибрирует. То и другое вызывает усиленное дросселирование газа,
причем желобчатость у всасывающих клапанов I ступени приводит к за-
метному снижению производительности компрессора. Если желобчатость
велика, пластины прилегают к седлу лишь под влиянием значитель-
ной разности давлений, возникающей в процессе сжатия. В начале
же сжатия происходят утечки через боковые щели по бокам подвижной
части пластины («языка»), которые также отражаются на производи-
тельности.

Применение, пластин, имеющих повышенную желобчатость, недопу-
стимо еще и потому, что при работе клапана они подвержены большему
изгибу (происходит перегиб в обратную сторону) и вследствие увеличения
напряжений срок службы их уменьшается.

Пластины различных клапанов рассчитывают на прочность по на-
пряжениям изгиба. Для кольцевых, дисковых и полосовых клапанов
выделяют поперечную полоску шириной, равной 1 см, и, рассматривая
ее как свободно опирающуюся концами балку, нагруженную равномерно
распределенной нагрузкой, находят изгибающий момент Миэ(н-м!м)

Миз = {Рн-рвс^+^~.	(VI1.29)

и напряжение <jus (я/л2)

=	(VH.30)

где 6 — толщина пластины, м.

Формула (VII.29) является приближенной. Действительные (условно-
статические) напряжения в пластинах ниже, причем в пластинах коль-
цевых клапанов расхождение достигает 30% [18].

Уточненный расчет статических напряжений в пластинах кольцевых кла-
панов приводится в литературе [30]. При равной ширине проходов в седле
более низкие напряжения возникают в кольцах меньших диаметров, и этим
объясняется их большая долговечность. Для повышения срока службы
352
клапана М. Б. Шапиро предлагает выполнять седла с проходами различ-
ной ширины — меньшими против колец большого диаметра (ПО].

Допускаемые напряжения на изгиб не должны превышать 100 Мн/м*
у клапанов ступеней низкого и среднего давлений и 300 Мн/м? у клапанов
высокого давления. Наибольшие напряжения возникают, однако, в пласти-
нах не под давлением газа, а при ударах о седло и об ограничитель подъема.

В расчете седел дисковых и кольцевых клапанов определяют напряже-
ния изгиба, возникающие в ребрах [115]. Седла клапанов высокого дав-
ления со сверлеными каналами для газа рассчитываются по известным
формулам для трубных решеток [2].

Напряжения кручения в пружинах клапанов допускают не выше
150—200 Мн!мг, так как поломки пружин ведут к разрушению пластин
и повреждению седла клапана, а попадание кусков пружин в цилиндр
может вызвать повреждение рабочей поверхности цилиндра и поршня.

Пластина прямоточного клапана свободно изгибается под давлением
потока газа, как консоль, находящаяся под сплошной нагрузкой, пере-
менной по высоте пластины. Изменение нагрузки зависит от отношения пло-
щадей проходных сечений на входе в клапан и на выходе из него.

По исследованиям автора, при размерах, принятых для прямоточных
клапанов, расчетную нагрузку можно считать линейно снижающейся
до нуля у свободной кромки пластины.

При заданной величине хода пластины h в м (прогиб у свободной
кромки) уравнение упругой линии имеет вид

‘'=4(4-Чг+^-)-	<VIL31)

где х — расстояние точки от свободной кромки, м; Н й — высота подвиж-
ной части пластины («языка»), м.

Уравнение (VII.31) определяет профиль ограничителя подъема пластины.

Напряжение, возникающее в месте защемления пластины при полном
открытии клапана, выражается зависимостью

(VII.32)

где Е = 0,21 -106 — модуль упругости для стали, Мн/м2; 6 — толщина
пластины, м.

В закрытом прямоточном клапане пластина воспринимает полный пе-
репад давлений и ее можно рассматривать как многопролетную балку,
опорами которой служат перемычки между ячейками седла. При таком
условии участок пластины, расположенный над средними ячейками,
рассчитывается как балка с жестко защемленными концами, восприни-
мающая сплошную равномерную нагрузку, равную разности между
давлениями всасывания и нагнетания. Изгибающий момент Миа (н-м/м),
действующий на пластину единичной высоты, равен

(VI 1.зз)

где t — шаг ячеек на седле клапана, м.

Участки пластины над крайними ячейками седла следует рассчитывать
по другой схеме — как балку, свободно опирающуюся одним концом
при жестко защемленном другом. В этом случае

M„s = n|r(p«-pw)f8,	(VI 1.33')

где f — шаг крайней ячейки.

12 М. И. Френкель	353
Из условия равнопрочное™ пластины /' = 0,77/.

Напряжение в пластине оиз в зависимости от изгибающего момента
находится по формуле (VI 1.30). Для пластин прямоточных клапанов,
изготавливаемых из стальной термически обработанной пружинной ленты,
допускают оиз 300 Мн/м2.

Седла прямоточных клапанов воспринимают изгибающий момент,
возникающий под давлением газа и действующий в вертикальной пло-
скости. Момент, воспринимаемый самым длинным седлом (в круглом кла-
пане находящимся в середине), равен

Л1„3 = № + а)2НР«-Р^) ,	(VI1.34)

где d± — посадочный диаметр клапана, м; а — ширина уплотняющего
бурта, м; Ь — толщина седла, м.

При этом возникает напряжение

3<₽--(тУ <VI 1

Здесь bQ— глубина ячеек седла, м; h — ход пластины, м; Н — высота
седла, м.

Выступающие концы седел индивидуального клапана, образующие
упорный бурт клапана под прокладку, подвержены изгибающему моменту,
который у длинных седел (и у двухстороннего ограничителя подъема)
равен

Д4 _ (^1 ~Н а) аЬ (Рн Рвс)	/\7Т Т

Напряжение изгиба в этих местах

(VH.37)

где С — высота бурта (рис. VI 1.64).

Значения напряжений, определяемых формулами (VII.35) и (VII.37),
не должны превышать: для алюминиевых сплавов при литье под давле-
нием — 30 Мн/м2; %ля стали — 150 Мн/м2.

Скрепляющие части прямоточного клапана — винты или стяжные
кольца — рассчитываются на растяжение под влиянием избыточного
давления внутри клапана, т. е. на разность между давлением в клиновид-
ном скосе ограничителя подъема и внешним давлением, действующим в
в полости, где находится клапан.

Расчетная сила Р (н), разрывающая связи крепления,

P = k(pH-p)LHu	(VII.38)

где k = 1,54-1,8 — коэффициент затяга; рн — давление нагнетания, ч/м2;
р — внешнее давление газа, н/м2. Для комбинированных клапанов прямо-
угольной формы оно равно атмосферному давлению (р = 105 н/м2); для
круглых клапанов — давлению всасывания (р = рвс); L — длина пла-
стины клапана, м. Для индивидуальных клапанов L = dx, где dx поса-
дочный диаметр клапана; Нг — расчетная высота, м. Для комбинирован-
ных клапанов Ях = Нпд, где Нпл — высота пластины, равная высоте
клапана; для индивидуальных — Н1 == 0,66/7пл.

Различие в выборе значений Ях для комбинированных и индивидуаль-
ных клапанов связано с положением плоскости прокладки по высоте
клапана.

В комбинированном круглом клапане силой Р нагружены оба кольца.
В индивидуальном клапане, независимо от его установки в качестве вса-
354
сывающего или нагнетательного, она приложена почти целиком к стяж-
ному кольцу, расположенному со стороны входных ячеек.

Напряжение растяжения в кольце

ор = -^->	(VI 1.39)

где f — площадь сечения кольца, м2.
45 допустимо напряжение 200 Мн!м2.

Сила QH напрессовки кольца

Q = пР tg(a + у),	(VI 1.40)

где а — угол конуса под стяжным коль-
цом (в конструкции круглых клапанов
а = 4° 08', что соответствует конусно-
сти 1 : 7); у 6° — угол трения.
При принятых значениях углов а и у

Q = 0,56Р. (VII.40')

Радиальное давление стяжных колец
уплотняет стыки между седлами и плас-
тинами. Но чрезмерно тугая насадка
кольца, расположенного со стороны
выходных щелей, вызывает деформацию
седел. Причина в том, что в круглом
клапане находятся седла с нишами раз-
личной длины. Нормальная составляю-
щая N, действующая на седло, у ко-
торого ниша короче, чем у ближайшего
следующего седла, вызывает изгиб, за-
метный со стороны выходных щелей (рис.
VI 1.72). Деформация нарушает плоско-
стность седел. Между ними по П-образ-
ному контуру уплотнения появляются
щели. Для сохранения плотности кла-
пана туго насаживать следует лишь
кольцо, расположенное со стороны
входных ячеек. Второе кольцо, находя-
щееся со стороны выходных щелей,
должно быть насажено легко, с предель-
ной силой Q' = 0,25Q.

Для колец из стали 40 или

Рис. VI 1.72. Деформация седла круг-
лого прямоточного клапана при чрез-
мерно тугой • посадке стяжного кольца
со стороны выходных каналов

МАТЕРИАЛЫ И ТРЕБОВАНИЯ К ОБРАБОТКЕ

Клапан работает в условиях ударной нагрузки. Поэтому к материа-
лам его деталей предъявляют высокие требования. Материалом для седел
клапанов служат: при перепадах давлений на клапан до 4,0 Мн!м2
чугуны СЧ21—40, СЧ32—52 и магниевый; при больших перепадах
давлений — стали 45 и 40Х. Для высоких и сверхвысоких перепадов
давлений применяются стали ЗОХМА и специальные высоколегированные.

Уплотняющие кромки стальных седел подвергают поверхностной
закалке токами высокой частоты до твердости HRC 35—40. Следует
отметить, что повышение твердости уплотняющих кромок седел умень-
шает износ не только седел, но и клапанных пластин. При седлах из маг-
ниевого чугуна износ пластин намного меньше, чем при седлах из серого.

Фирма «Бурхардт» (Швейцария) для седел клапанов (рис. VI 1.38)
в компрессорах сверхвысокого давления применяет сталь следующего
состава: 0,27—0,35% G; 0,10—0,35% Si; 0,50—0,70% Мп; 2,30—2,80% Ni;
0,50—0,80% Сг; 0,40—0,70% Mo; S не более 0,05; P не более 0,05; Меха-
нические свойства этой стали:	1020 Мн/м\ от 820 Мн/м2; б5 =

= 16%; НВ 293—341. Закалка в масле при t = 820-4-850° С, отпуск при
t = 660° С (не выше).

Ограничители подъема отливают из чугуна тех же марок, что и седла,
или изготавливают из стали 40Х. Отливку седел и ограничителей подъема
производят в землю (при формовке по металлическим моделям) или в обо-
лочковые формы. Отлитые детали подвергают старению.

Седла прямоточных клапанов отливают под давлением из алюминиевого
сплава АЛ14В и других или для повышенных перепадов давлений и для
клапанов больших диаметров изготавливают из стали 35, 40 и 45.

Класс чистоты поверхности уплотняющих кромок седла кольцевых
и дисковых клапанов должен быть не. ниже V8. Во избежание протечек
по зазору у соединительной шпильки поверхности сопряжения седла
и ограничителя подъема у всасывающих клапанов должны быть обрабо-
таны по V7.

Материалом для пластин кольцевых и дисковых клапанов служит
листовая сталь марок Х15Н9Ю, 3X13 или ЗОХГСА. Кетали, идущей на
изготовление клапанных пластин, предъявляются повышенные требова-
ния. Не допускается наличие неметаллических включений, волосовин,
закатов и расслоений. Для повышения чистоты металла перед прокатом
заготовку подвергают механической обработке и проверяют ультразву-
ком отсутствие в ней внутренних пороков.

Изготовление пластин кольцевых клапанов производят штамповкой
из листа, но с припуском на механическую обработку, равным половине
толщины пластины на сторону.

Пластины из стали Х15Н9Ю, применяемой предпочтительно, под-
вергаются термической обработке по следующему режиму:

закалка на аустенит: нагрев до 950—975° С; выдержка 20—40 мин;
обработка холодом: охлаждение до (—65) 4-(—70)° С; выдержка 2—3 ч;
старение: нагрев до 450—500° С; выдержка 2—4 ч. Твердость после тер-
мической обработки HRC 40—45.

В процессе шлифования на поверхности пластин возникают напряже-
ния растяжения, достигающие 200 Мн/м2. Эти напряжения, а также
риски, образующиеся в процессе шлифования, которые являются кон-
центраторами напряжения и особенно опасны, если они направлены по
радиусу пластины, вызывают значительное снижение срока службы
пластин. Поэтому после чистового шлифования пластины независимо от
марки стали проходят повторный отпуск для снятия напряжений, кото-
рый, так же как и закалка и первый отпуск, производится в зажимном
приспособлении, но при температуре, не превышающей температуры
первого отпуска. Затем пластины поступают на виброгалтовку, произ-
водимую во вращающихся барабанах, где происходит удаление заусен-
цев, снятие острых кромок и наклеп рабочей поверхности, упрочняющий
пластину. В результате повторного отпуска поверхностные напряжения от
шлифовки уменьшаются в три раза, а виброгалтовка снимает их полно-
стью. Класс чистоты поверхности пластины после виброгалтовки V8—V9.

Режим термической обработки пластин из стали 3X13 и ЗОХГСА при-
веден в табл. VI 1.3. Отпуск следует производить сразу же после закалки.
Твердость термически обработанных пластин должна быть в пределах
HRC 46—52. Клапанные пластины дисковых клапанов, выпускаемых
фирмой «Гербигер» (Австрия), имеют твердость HRC 38—42.

Режим термической обработки, обеспечивающий стабильность струк-
туры металла, и достигаемая твердость влияют на срок службы пластин
356
Режим термической обработки клапанных пластин

Марка стали	Закалка			Отпуск		
	Температура нагрева, °C	Время выдержки, мин	Охлажда- ющая среда	Температура нагрева, °C	Время выдержки, ч	Охлажда- ющая среда
ЗОХГСА	870—890	30—45	Масло	250—275	2—3	Воздух
3X13	1040—1050	25—35		350—400	2—2,5	

не меньше, чем марка стали. Указанные значения твердости соответствуют
наилучшему сочетанию усталостной прочности в условиях ударной на-
грузки с износостойкостью уплотняющих кромок.

В качестве материала для пластин кольцевых и дисковых клапанов
применяют также сплавы титана. Эти сплавы обладают высокими меха-
ническими качествами, а пластины из него менее массивны.

Сопряжение пластин клапана с направляющим выступом ограничителя
подъема выполняется по посадке Пластины рекомендуется под-
вергать дефектоскопии для проверки отсутствия трещин и неоднород-
ности структуры металла.

В последние годы для изготовления пластин кольцевых и дисковых
клапанов применяют стеклопластики, текстолит и нейлон, причем тол-
щину пластин выбирают приблизительно вдвое большей, чем из стали.
Пластины из этих материалов легче, менее подвержены разрушениям
при ударах, удовлетворительно работают при газах, запыленных дли
выделяющих смолистые осадки, коррозиоустойчивы, но не пригодны при
температурах, превышающих 120° С.

Запорный орган тарельчатых клапанов сверхвысокого давления
(рис. VII.38) выполняют из хромоникелевой стали 20Х2Н4А, имеющей
следующие механические свойства: ств = 1200 Мн/м2; <ут — 960 Мн/м2;
65 = 12%; НВ 350.

Для изготовления пластин полосовых и прямоточных клапанов при-
меняется стальная пружинная термообработанная лента из сталей марок
70С2ХА; У8А или У10А. Причем для прямоточных клапанов предпочти-
тельнее лента из стали У8А. По ГОСТу 2614—65, она выбирается по группе
прочности 2П, точная, со шлифованными кромками, коллоризованная или
светлая. Но значительно лучшие результаты дает применение ленты
из легированной нержавеющей стали Х15Н9Ю, так как высокая на-
дежность клапанных пластин достигается только при сочетании высо-
кой механической прочности с противокоррозионной стойкостью.

Важнейшим требованием к ленте для пластин клапанов, особенно
прямоточных, является ее плоскостность. Рулонность ленты и пропеллер-
ность недопустимы. Для повышения срока службы пластин важно, чтобы
сошлифованные кромки ленты были тщательно скруглены.

Выполнение поперечных прорезов в пластинах прямоточных клапанов
рекомендуется производить анодно-механическим способом или штам-
повкой с последующей электролитической обработкой в специальных
станках для удаления заусенцев и скругления кромок.

Клапанные пружины изготовляют из пружинной стали 50ХФА или
65С2ВА. Изготовление производится путем холодной навивки предвари-
тельно отожженной проволоки. Навитые пружины подвергают пред-
варительной термической обработке (нормализации) и окончательной
термической обработке (закалке и последующему отпуску). Режим тер-
мической обработки для стали 50ХФА приведен в табл. VII.4. Твердость
пружин из этой стали после термической обработки HRC 43—47. Пру-
жины из стали 65С2ВА имеют твердость HRC 52—56. Концентрические
пружины кольцевых клапанов в последней стадии изготовления прохо-
дят дробеструйную обработку. Для повышения коррозионной стойкости
Таблица VII.4 на пружины наносится фосфат-

лаковое покрытие.

Для клапанов компрессоров,

предназначенных для сжатия
агрессивных газов, применяют
пружины из бериллиевой бронзы
или из стали 1Х18Н9Т.

Все чугунные и стальные де-
тали клапанов, кроме пластин
и пружин, подвергаются окси-
фосфатированию.

Торцевую поверхность обра-
тимых клапанов со стороны вхо-
да и выхода газа рекомендуется
окрашивать в различные цвета.
Краски тех же цветов наносят

Режим термической обработки
пружин из стали 50ХФА

Вид термической обработки	Темпера- тура, °C	Выдерж- ка, мин	Охлаждаю- щая среда
Нормализация Закалка Отпуск	720—730  850—860  400—420	ьэ •— ►— ел сл сл 1 1 1 ОО ЬЭ ьэ ООО	Воздух Масло См. примечание
Примечание. Отпуск производит- ся в свинцовой или соляной ванне. Продолжи- тельность отпуска, указанная в таблице, отно- сится к свинцовой ванне; для соляной ванны она увеличивается на 25%.			

на поверхность цилиндра у кла-
панов, отмечая сторону всасывания и нагнетания. Этим намного умень-

шают вероятность ошибки при установке клапанов и возможность тяже-
лой аварии.

СОПОСТАВЛЕНИЕ КЛАПАНОВ

При сопоставлении клапанов следует учитывать их эквивалентную
площадь, величину мертвого пространства, плотность и долговечность.
Кроме того, нужно принимать в расчет трудоемкость изготовления кла-
панов и в случае выбора более сложных учитывать время окупаемости
дополнительных затрат.

Недостаток места для расположения клапанов, особенно на цилиндрах
низкого давления, является главной причиной, ограничивающей повыше-
ние быстроходности компрессора, а у быстроходных компрессоров —
вызывающей большие потери энергии в клапанах. В связи с этим при
сравнении и оценке различных клапанов важнейшую роль играет крите-
рий <р — коэффициент использования площади
клапана,

<р=4’	<vn-41)

где Ф — эквивалентная площадь клапана; F — площадь клапанного
гнезда по внутреннему контуру прокладки.

Сопоставление различных клапанов по показателю <р дано на графике
рис. VI 1.73. Как и следовало ожидать, наиболее высокие значения <р
соответствуют прямоточным, а затем дисковым клапанам.

Прямоточные клапаны дают возможность повысить скорость поршня
компрессоров в 1,5 раза и выше, т. е. примерно до величин, допускаемых
у двигателей внутреннего сгорания, при одновременном снижении потерь
энергии в клапанах.

Следующим критерием при сопоставлении различных клапанов яв-
ляется величина заключенного в клапане объема мертвого пространства,
которую также следует относить к эквивалентной площади клапана.
358
Определяемое таким образом линейное мертвое простран-
ство клапана Нм (м) равно

=	(VI 1.42)

где VM — объем мертвого пространства, различный у всасывающего
и нагнетательного клапанов, м3; Ф — эквивалентная площадь клапана, м2.

Малая величина Нм яв- а>
ляется важным преимуще-
ством конструкции клапа-
на. На графике рис. VI 1.74 f5g
указаны для различных
типов клапанов значения
линейного мертвого про- s
странства, отдельно для *
всасывающих клапанов £w
<Нм.ес) и для нагнетатель-
ных (Нм.н) в зависимости
от их диаметра.

Рис. VI 1.73. Коэффициент ис-
пользования площади клапанов <р
в зависимости от посадочного
диаметра:

1 — прямоточные индивидуальные;
2 —дисковые и кольцевые; 3—по-
лосовые

Рис. VI 1.74. Линейное мертвое пространство клапанов
в зависимости от посадочного диаметра: а — для вса-
сывающих клапанов; б — для нагнетательных:

1 — полосовые; 2 — кольцевые; 3 — дисковые; 4 — прямо-
точные индивидуальные (высота 65 мм); 5 — прямоточные
комбинированные (высота 40 мм)

На графиках (рис. VII.73 и VII.74) отсутствуют данные о башенных
клапанах швеллерного типа (см. рис. VII.56), для которых значение ср
должно быть высоким, но высоким и Нм.

Плотность клапана и долговечность также являются важнейшими кри-
териями, хотя и трудно поддающимися предварительному определению.
Плотность зависит главным образом от качества изготовления. Часто
вследствие остаточных напряжений седла и пластины деформируются
и клапан теряет первоначальную плотность.

Наиболее рациональным способом контроля плотности является пнев-
матический. Предназначенная для этого установка состоит из небольшой
емкости (для клапанов среднего размера порядка 100 л) с гнездом для
закрепления клапана, подлежащего контролю. Подвод сжатого воздуха
производится через вентиль или кран, запираемый после заполнения
емкости. Контроль осуществляется путем отсчета времени снижения дав-
ления в емкости, которое происходит вследствие утечек через зазоры
в закрытом клапане. При времени t	зазор 6 (леклг) находится

по формуле

6=25

AV -i/~300
Пу.к Г Т ’

(VI 1.43)

где рх и р2—давление (абс.) воздуха в емкости в моменты начала и окон-
чания отсчета времени; V — объем емкости, л\ t — время снижения дав-
ления, сек\ 1у к — суммарный периметр уплотнения пластин по серединам
уплотняющих кромок, м\ Т — температура воздуха в емкости, °К.

Формула (VI 1.43) соответствует истечению газа через отверстие пло-
щадью f при коэффициенте расхода а = 1, причем значение условного
« f
зазора находится из отношения 6 —	.

Давления рг и р2 выбирают постоянными (принято рг = 0,5 и р2 =
= 0,3 Мн!м? или, без учета отклонений барометрического давления,
4 и 2 бар по манометру), и тогда контроль клапана сводится к сопоставле-
нию времени t по отсчету с контрольным временем tK. установленным по
формуле (VII.43) для каждого типоразмера клапана с учетом максимально
допустимого условного зазора 6тах. При принятых давлениях А = 0,0758.

Для дисковых и кольцевых клапанов, пластины и седла которых
подвергаются притирке, 6гаах = 0,25 мкм\ для полосовых и прямоточных,
пластины которых не притирают, 6гаах = 1,0 мкм. Более точно значение
максимально допустимого условного зазора следует устанавливать опыт-
ным путем по результатам испытания партии клапанов, изготовленных
с необходимой тщательностью.

Оценка плотности клапанов производится по отношению эквивалент-
ной площади клапана Ф к условной площади зазоров клапана Д Критерий
неплотности х определяется обратным отношением

Он ниже у высокоподъемных клапанов, так как с ростом подъема
пластин увеличивается Ф. Величина х возрастает в условиях длительной
эксплуатации клапана по мере износа уплотняющих кромок пластины
и седла и отложения нагара.

После приработки в течение 50—200 ч у всех клапанов условный
зазор уменьшается и клапаны оказываются более плотными. Но у коль-
цевых клапанов пластины не фиксированы. Они имеют возможность сме-
щаться относительно седла, причем сильнее при кольцевых пружинах,
которые, как показывают наблюдения, вращаются. Некоторое смещение
пластин относительно седла происходит и в полосовых клапанах. В резуль-
тате повторных соударений гребни шероховатостей пластин и седла выкра-
шивают друг друга, вызывая сильный износ уплотняющих кромок
(рис. VII.75). Вследствие такого износа увеличивается условный зазор
и снижается плотность клапана. Если это происходит с клапанами
/ ступени, то наблюдается потеря производительности компрессора, дости-
гающая иногда 30% и более.

При износе пластина теряет также опору на уплотняющих кромках.
При этом возникают повышенные напряжения и происходят поломки
пластины. Для уменьшения износов повышают твердость пластины и седла.

У дисковых клапанов с пластинами, зажатыми в центре, возможность
боковых смещений пластины относительно седла весьма ограничена,
а у прямоточных — полностью исключена. Вследствие этого на контактных
поверхностях соударяющихся _____________________________________

деталей происходит взаимный
оттиск микронеровностей, износ V
же уплотняющих кромок плас-

тины И седла у ДИСКОВЫХ клапа- ^ис- VI 1.75. Сечение пластины кольцевого кла-
„ ,,	пана с изношенными кромками

нов мал, а у прямоточных — по
существу отсутствует.

Организацией «Уралэнергоцветмет» (Свердловск) прямоточные кла-
паны были установлены на компрессоре В-300—2К. Проверка, произве-
денная после 200 и 5000 ч работы, показала, что из 14 клапанов только
один не стал более плотным, хотя при испытаниях и у него время сниже-
ния давления было больше указанного в нормах. Вычисления по данным
этих испытаний показали, что после 200 ч работы средний для всех кла-
панов зазор составил 0,765мкм, а после 5000 ч он уменьшился до 0,308 мкм.

Таблица VII.5

Срок службы пластин
и пружин дисковых
клапанов при давлении
р sg 2,5 Мн/мг

Частота вращения компрес- соров, сек~~^	Срок службы клапанов, ч	
	Всасы- вающий	Нагнета- тельный
До 2,5	10 000	7500
» 5,0	7 500	5500
» 8,3	5 500	4000
» 12,5	4 000	2800
» 16,7	2 800	2000
» 20,8	2 000	1300
» 25	1 200	750

Повышение плотности прямоточных клапа-
нов в процессе длительной работы вызвано
не только взаимной приработкой пластин и
седел, но и уплотнением зазоров по контуру
закрепления пластин между седлами, так
как, протекая сквозь мельчайшие щели в мес-
тах защемления пластин, газ фильтруется.
При этом в щелях удерживаются твердые
частицы пыли, капли влаги и масла. Все это
вместе с образующимся иногда нагаром
уплотняет зазоры между неподвижными де-
талями.

В обычных условиях работы долговеч-
ность клапанов ограничена не столько изно-
сом, сколько поломками пластин и пружин
и зависит главным образом от качества при-
меняемых материалов и технологии изго-
товления этих деталей.

Специализированная клапаностроитель-
ная фирма «Гербигер» (Австрия), выпускаю-

щая клапаны дискового типа, гарантирует сроки службы пластин и пру-
жин, указанные в табл. VI 1.5, в зависимости от частоты вращения ком-
прессора. Данные относятся к клапанам на давление до 2,5 Мн/м2. Та-
кие же сроки следует считать нормальными и для клапанов других
типов.

Сведения о сроке службы пластин прямоточных клапанов в компрес-
сорах различных марок содержатся в табл. VI 1.6.

Наиболее частой причиной поломки пластин была коррозия, прояв-
лявшаяся сильнее у всасывающих клапанов I ступени, не защищенных
масляной пленкой. После замены стали У8А сталью Х15Н9Ю стойкость
пластин значительно увеличилась. При испытаниях компрессоров
Срок службы пластин прямоточных клапанов (до первой поломки^
при давлении р 0,8 Мн!м*

Марка компрессора	Число испытанных компрессоров	Частота вращения компрессора, сек.—1	Число клапанов по ступеням сжатия	Материал пластин	Часы работы до первой поломки пластины в ком- плекте клапанов на компрессоре
200В-10/8	7	12	4/2*	У8А; У10А	2000—8000
160В-20/8	11	12,5	8/4	У8А; У10А	1500—6000
2Р-20/8	12	8,3	8/4	У8А;	4000—8700
				Х15Н9Ю	14 000—20 000
В-300—2К	8	5,5	10/4	У8А	2800—8000
2ВГ	9	2,8	12/12	У8А	2500—10 000
55В	9	2,8	12/8	У8А; 65Г	3000—10 500
* В числителе указано число клапанов I			ступени, в знаменателе — II		ступени.

ЗИФ-55 при частоте вращения 16,7 и 25 сек'1 срок службы комбинирован-
ных прямоточных клапанов до первых поломок пластин составил около
5000 ч.

Следует, однако, учитывать, что результаты сравнительных испыта-
ний клапанов на долговечность не всегда сопоставимы, даже при равных
частотах вращения и давлениях, так как срок службы клапанов намного
снижается при обильном поступлении масла в цилиндр и при наличии
капельной влаги в газе. В летнее и осеннее время года вследствие более
обильного выделения влаги в компрессоре наблюдаются более частые
поломки пластин, чем в зимнее. Состав и степень чистоты газа часто ока-
зывают решающее влияние на работоспособность клапанов. Защитные
сетки, устанавливаемые у всасывающих патрубков цилиндров всех сту-
пеней, улавливают сварочный скрап и другие крупные частицы. Это во
многих случаях очень повышает срок службы клапанов, особенно прямо-
точных, если размер частиц меньше входных ячеек, но больше выходных
щелей. Такие частицы застревают в канале прямоточного клапана и,
защемляя пластину, вызывают ее поломку.

Волновые явления в трубопроводах также сильно сокращают срок
службы клапанов. В этом отношении показательны данные, приведенные
П. А. Гладких, о поломках клапанов на трех параллельно действующих
цилиндрах газомоторного компрессора. Количество поломок было велико,
причем распределялось по цилиндрам следующим образом: на первом ци-
линдре — 27% общего числа поломок, на втором — 9% и на третьем —
64%.

В результате изменения схемы присоединения трубопровода к кол-
лектору и устранения этим сильных волновых явлений общее число
поломок клапанных пластин сократилось более чем в три раза.

Экономичность и надежность клапанов тесно связаны друг с другом.
С увеличением подъема клапанных пластин увеличивается проходное
сечение в щели клапана, его эквивалентная площадь и, следовательно,
экономичность, но срок службы клапана снижается. Сопоставления раз-
личных клапанов по экономичности следует производить лишь после
проверки их надежности.
ВЫБОР ЭКВИВАЛЕНТНОЙ ПЛОЩАДИ КЛАПАНА

Потеря энергии в клапане, согласно уравнениям (VI.38) и (VI.38'),
пропорциональна произведению kM2, и зависит от момента открытия кла-
пана по ходу поршня. У всех компрессоров, сжимающих газы одинако-
вой атомности (k = const) при одинаковом относительном мертвом про-
странстве а и отношении давлений е, потери в клапанах равны, если зна-
чения критерия скорости потока М = одинаковы. Если известны
сзв

значения М, допустимые для двухатомного газа (k — 1,4), а компрессор
предназначен для газа другой атомности (k 1»4), то равенство потерь
энергии достигается при критерии скорости потока М', определяемом
пересчетом

М' = Л4]/-^-.	(VI 1.45)

Допустимая условная скорость определяется по величинам М
и

скл=Мсзв.	(VII.46)

Скорость звука с повышением температуры газа растет, и скл по формуле
(VI 1.46) получается для нагнетательного клапана на 15—20% выше,
чем для всасывающего. В нагнетательном клапане можно было бы еще
больше увеличить скорость скл, имея в виду, что средняя скорость поршня
на участке нагнетания, как правило, ниже, чем на участке всасывания.
Однако для унификации в нагнетательном клапане допускают обычно те же
скорости, ,что и во всасывающем. Поэтому определение эквивалентной
площади достаточно произвести для всасывающего клапана.

Кривые, приведенные на рис. VI 1.76, представляют относительную
величину суммарной потери мощности во всасывающем и нагнетательном
клапанах в зависимости от значения Мвс при различных отношениях дав-
лений 8. На графике суммарная потеря представлена в отношении к номи-
нальной индикаторной работе ступени.

Размещение клапанов увеличенного проходного сечения на ступенях
высокого давления встречает меньшие затруднения, чем на ступенях низ-
кого давления, и скорости газа в них сравнительно легко снизить. Поэтому
значения Мвс для клапанов различных ступеней рекомендуется допу-
скать, сообразуясь с давлениями газа, всасываемого в цилиндр, не превы-
шая для двухатомных газов (k = 1,4), указанных в табл. VI 1.7. Указан-
ным Мвс для воздуха соответствуют условные средние скорости в кла-
пане скл, значения которых помещены в той же таблице. Для оценки
относительной суммарной потери мощности, возникающей во всасываю-
щих и нагнетательных клапанах при рекомендуемых Мвс, в таблице
указаны значения ^кл для 8 = 3, вычисленные при а = 10% и k =

Whom

= 1,4.

Из графика рис. VII.76 видно, что при снижении е относительные потери
энергии в клапанах растут. При е = 2 они превышают указанные в
в табл. VII.7 на 80%. Для низких отношений давлений значения М сле-
дует снижать, не допуская большого роста относительных потерь.

В случае сжатия водорода или других газов, имеющих малую плот-
ность, а также при применении прямоточных клапанов значения Мес
должны быть выбраны на 30—50% ниже указанных в табл. VI 1.7. При
этом, в связи с квадратичной зависимостью от М потери энергии умень-
шаются в 2—4 раза. Для газов с показателем адиабаты k 4s 1,4 значе-
ния Мвс выбирают по табл. VII. 7, но с пересчетом по формуле (VI 1.45).
В быстроходных компрессорах, не предназначенных для системати-
ческой работы, экономичность сжатия имеет второстепенное значение,
и для уменьшения габаритов и массы машины в клапанах допускают

Рис. VII.76. Суммарная относительная потеря мощности во
всасывающих и нагнетательных клапанах ступени в зависи-
мости ОТ М вс и в

повышенные скорости газа. Для них значения Мвс могут быть увеличены
в 1,5, а в особых случаях в 2,0 раза против указанных.

Требуемая эквивалентная площадь
клапана Ф (л2) определяется выраже-
нием

Ф = -Г-Т^’ (VII.47)
2 СКЛ

Таблица VII.7

Рекомендуемые предельные
значения Мвс и соответствующие
им условные скорости скл
для воздуха и относительные
потери мощности

Диапазон давлений всасыва- ния, Мн/м2	Пре- дель- ные значе- ния мвс	Условная скорость скл Для воздуха при /^=20° С,- м/сек	Относи- тельная потеря мощности ^кл
			N ном при е=3 и k—l ,4
0,1—0,5	0,22	76	11,2
0,5—1,5	0,20	69	9,2
1,5—5,0	0,18	62	7,4
5,0—15	0,16	55	5,8
15—50	0,14	48	4,4
50—100	0,12	41	3,2

где F — рабочая площадь поршня, м2\
z — число совместно действующих кла-
панов; сср — средняя скорость поршня,
м/сек.

Число клапанов z выбирают кон-
структивно с учетом их диаметра. При
применении клапанов большего размера
число z, как правило, снижается, но
произведение гФ увеличивается.

Площадь проходного сечения в щели
клапана /L (м2) находят по формуле
(VI.4')

f =^~
fui О.Щ '
где ащ — коэффициент расхода, определяемый для дисковых и кольцевых
клапанов по графику рис. VI.2, а для полосовых и прямоточных клапа-
нов — согласно указаниям на стр. 206 и 207.

Необходимый периметр щели клапана 1Щ (м) находится из соотношения

=	(VII.48)

где h — высота подъема клапана (м), определяемая из условия долго-
вечности клапана в зависимости от числа оборотов компрессора и давления
газа. Для кольцевых и дисковых клапанов значения h находятся по
номограмме на рис. VII.71. В случае полосовых клапанов расчет следует
вести по средней высоте подъема пластины hcp.

ФАЗЫ ДЕЙСТВИЯ КЛАПАНА

В цикле нормально функционирующего клапана наблюдаются четыре
фазы: 1) открывание; 2) пребывание полностью открытым; 3) закрывание;
4) пребывание полностью закрытым.

Начало открывания клапана происходит в условиях резко нарастаю-
щей разности давлений газа на пластину. Поэтому фаза открывания про-
текает быстро, занимая небольшую часть времени цикла.

В полностью открытом клапане пластина удерживается у ограничи-
теля подъема давлением потока газа, превышающим усилие клапанной
пружины. Во второй половине хода поршня по мере уменьшения его
скорости давление потока убывает, и в точке, где оно становится ниже
усилия пружины, начинается фаза закрывания клапана. В зависимости
от усилия пружины фаза закрывания может закончиться излишне рано,
своевременно и с запаздыванием. Своевременным является момент, когда
разность давлений на клапан изменяет знак, а при открытом клапане
поток газа изменяет направление. Этот момент в большинстве случаев
приблизительно совпадает с приходом поршня в мертвую точку.

Для работы компрессора идеальным был бы клапан с пластиной,
имеющей нулевую массу. Он не требовал бы пружины, его открывание
и закрывание протекало бы мгновенно, было бы полным и своевременным.

Для определения полноты открытия клапана и начала его закрытия
могут служить безразмерные диаграммы потери давления (рис. VI.3).
Для этого на них наносится горизонталь, ордината которой хп. „ опре-
деляется относительной величиной минимальной разности давлений в кла-
пане Др„. 0, нужной для достижения полного открытия клапана. Эта гори-
зонталь, которую условимся называть границей действия пру-
жины, являясь касательной к кривой некоторого граничного критерия
скорости потока М 0, позволяет установить область значений М, в которой
при заданной пружине возможно полное открытие клапана. При М <<Л40
граница действия пружины не пересекается с кривой М и разность
давлений, возникающая в потоке, недостаточна для полного открытия.
В этом случае пластина будет находиться во взвешенном состоянии
между седлом и ограничителем подъема. Нормальное функционирование
клапана достигается при М г>2И0. Клапан тогда открывается полностью,
а угол поворота кривошипа <р, соответствующий второй точке пересечения
кривой М с границей действия пружины, определяет момент начала его
закрывания.

Экспериментальной проверкой изложенных здесь положений в иссле-
дованиях автора послужили записанные циклографом [101] диаграммы
движения пластины всасывающего клапана, одновременно с которыми
были сняты кривые давления всасывания в полости цилиндра (рис. VII.77).

Исследование производилось на одноступенчатом компрессоре с одно-
кольцевым центрально расположенным всасывающим клапаном при ча-
стотах вращения от 6,9 до 24,6 сек"1 и отношении давлений 8 = 3. Для
устранения волновых явлений в столбе всасываемого газа воздушный
фильтр и всасывающий трубопровод были сняты. На рис. VI 1.78 совме-
щены диаграммы, полученные при различных частотах вращения.

ВМТ	Потеря давления в клапане

Движение плартины

KliU.VVV Н/иЧПЦ

Рис. VI 1.78. Влияние частоты вращения на действие всасывающего
клапана

Помещенная на том же рисунке безразмерная диаграмма потери давле-
ния воспроизводит основную сетку кривых безразмерной диаграммы
pnc.VI.4, а для всасывающего клапана, полностью открытого в мертвой
точке. Дополнительно нанесен ряд кривых для значений М, соответствую-
щих оборотам, при которых происходили исследования. Условные линии,
которыми проведены дополнительные кривые, одинаковы с линиями
диаграммы движения пластины при тех же частотах вращения.
Полное открытие клапана, как установлено продувкой, достигалось
при разности давлений Лр„. 0 — 8,0 кн/м2, что при давлении всасывания
100,6 кн1м* дает

к"- ° ~ юо,б = 0.0796.

Соответствующая этому значению граница действия пружины нанесена
на безразмерную диаграмму.

Из диаграммы видно, что граница действия пружины не пересекается
с кривой М = 0,135 для п = 6,9 сек'1. Диаграмма движения пластины
показывает, что при такой частоте вращения пластина клапана находится
в режиме колебательного движения между седлом и ограничителем
подъема.

Точки 2, 3, 4 и 5 пересечения границы действия пружины с кривымиМ,
отвечающими частотам вращения 13,8; 16,8; 20,7 и 24,6 сек'1, совпадают
с действительными точками начала посадки пластины клапана на седло.
Однако положение точки 1 на кривой М — 0,23 для п = 11,8 сек-1 не
соответствует началу закрывания клапана. При таком числе оборотов
на участке, где по ходу кривой падения давления пластина должна быть
прижата к ограничителю подъема, она, вопреки ожиданию, находится
в отрыве от него. Это обстоятельство вызывается ударом пружины, о чем
более подробно сказано ниже.

Как видно из циклограмм движения (рис. VII. 78), если давление потока
задерживает пластину у ограничителя подъема, то и момент окончания
закрытия клапана наступает позже. Циклограммы движения при 13,8 сек'1
и более низких частотах вращения показывают, что клапан закрывается
преждевременно. При более высоких клапан закрывается с запаздыва-
нием, тем большим, чем выше частота вращения.

Вопрос о полноте открытия и своевременности закрытия клапана
в поршневом компрессоре представляет интерес с точки зрения потери
энергии в клапане и величины производительности компрессора. Непол-
ное открытие усиливает дросселирование газа. На диаграммах для п =
= 6,9 сек'1 (рис. VI 1.77) видно периодическое возрастание потери дав-
ления вследствие колебания пластины клапана. В этом случае из-за непол-
ного открытия клапана потеря энергии, как показывает расчет, увеличи-
лась в 3,4 раза.

Замер производительности показал, что наибольшее наполнение цилинд-
ра достигается при п «к 16,7 сек'1, т. е. при той частоте вращения, при
которой всасывающий клапан закрывается своевременно. При п — 8,3 сек'1
относительное снижение коэффициента наполнения составляет 2,8%, а при
п = 24,6 сек-1 равно 7,5%.

Различное поведение пластины клапана (рис. VII.77 и VII.78) обу-
словлено изменением скорости газа в клапане в зависимости от частоты
вращения. У компрессоров, имеющих равные частоты вращения и одина-
ковые клапаны, но различные скорости потока в них, пружины клапанов
могут оказаться слабыми при повышенных, но излишне сильными при
пониженных значениях этих скоростей. Равным образом усилие пружины
должно зависеть от плотности протекающего газа, т. е. возрастать с ее
увеличением. Следовательно, выбор усилия пружины клапана нельзя
производить отвлеченно, без учета конкретных условий работы клапана
в компрессоре.

При недостаточно сильной пружине момент отрыва пластины от огра-
ничителя подъема, а следовательно, и окончание закрытия клапана про-
исходят с запаздыванием. При излишне сильной пружине клапан закры-
вается преждевременно. В случае, когда усилие пружины настолько
368
велико, что для его преодоления требуется разность давлений, превышаю-
щая максимум падения давления в открытом клапане, полного открытия
клапана не происходит и пластина, взвешенная в потоке, находится в коле-
бательном движении между седлом и ограничителем подъема.

Рис. VI 1.79. Сопоставление диаграмм потери давления и движения пластины
всасывающего клапана:

1 — без пружины; 2, 3 и 4 — при пружине с усилием соответственно в 5,48; 9,50 и

11,42

На рис. VI 1.79 совмещены диаграммы потери давления и движения
пластины всасывающего клапана, полученные при частоте вращения
24,6 сек”1. но при различных усилиях пружины, равных 5,48; 9,50 и

11,42 кн!м?, а также при работе
клапана без пружины. При такой
частоте вращения, как видно из
диаграмм, клапан во всех случаях
закрывался с запаздыванием, ко-
торое возрастало с ослаблением
усилия пружины и, как и следо-
вало ожидать, резко увеличилось
в случае ее отсутствия.

Анализ циклограмм движения
показал, что в клапане без пру-
жины возникают высокие скорости
удара пластины не только об огра-
ничитель подъема, но и о седло,
так как в этом случае посадка на
седло происходит при большой
скорости обратного потока газа.

На рис. VI 1.80 нанесены экспе-
риментальные кривые влияния
усилия пружины на величину ко-
эффициента производительности К
и удельного расхода индикаторной
мощности. Они показывают, что
при различной частоте вращения
усиление пружины различным об-
разом отразилось на величине про-
изводительности. При п=8,3 сек”1,
для которых самая слабая из пру-
жин была излишне сильна, уси-
ление пружины сопровождалось

Рис. VI 1.80. Кривые влияние усилия пру-
жины на величину коэффициента производи-
тельности X и удельного расхода индикатор-
ной работы L
снижением производительности. При п — 16,7 cezc”1 усиление пружины
вначале влияло положительно, но только до оптимального для этих обо-
ротов значения. При п = 24,6 сек"1 даже самая сильная из испытанных
пружин оказалась недостаточной.

С кривыми коэффициента производительности согласуются кривые
удельного расхода индикаторной работы. С усилением пружины вели-
чина удельного расхода работы при 8,3 сек"1 растет, при 24,6 сек"1 —
падает, а при 16,7 сея”1 переходит через минимум.

Масса движущихся частей клапана не влияет на момент начала движе-
ния пластины, но отражается на динамике движения. Увеличение массы
движущихся частей клапана уменьшает ускорение и, следовательно,
замедляет движение пластины клапана, удлиняя время движения. В ре-
зультате замедленного открывания усиливается дросселирование газа,
вследствие чего возрастает действующая на пластину сила давления
потока. При этом увеличивается кинетическая энергия пластины клапана
и возрастает сила ее удара об ограничитель подъема. Последнее обстоя-
тельство сказывается отрицательным образом на прочности пластины
ограничителя подъема и болта, соединяющего ограничитель подъема
с седлом клапана. С увеличением частоты вращения влияние массы дви-
жущихся частей усиливается.

Все сделанные выводы справедливы как для всасывающих, так и для
нагнетательных клапанов, движение которых подчинено общим законо-
мерностям.

РАСЧЕТ УСИЛИЯ ПРУЖИНЫ

Для предотвращения обратного потока газа через клапан фаза его
закрывания должна закончиться в момент, когда знак разности давлений
газа на пластину изменяется на противоположный. Пружина должна
обеспечивать закрытие клапана в этот момент.

Изложенный ниже метод расчета усилия клапанных пружин, разрабо-
танный автором, является развитием работ по клапанам, начатых
акад. Н. А. Доллежалем [21 и 22].

Начало движения пластины к седлу возникает, когда равнодействую-
щая сил давления газа и пружины, удерживающая пластину у ограничи-
теля подъема, пройдя через нуль, изменяет направление. При этом еще
действует сила прилипания пластины к ограничителю подъема, которая
препятствует началу движения. Однако, как показали исследования,
в работающем (горячем) компрессоре при умеренном поступлении масла
эта сила мала. При отсутствии прилипания движение пластины начи-
нается с нулевым ускорением, что соответствует величине равнодей-
ствующей силы в момент начала движения. В следующие моменты вре-
мени величина ускорения пластины / (м/сек2) определяется выражением

/ =	- Рр	- РрР*) ’	<VIL49)

где т — масса движущихся частей, отнесенная к площади/,, и состоящая
из массы пластины и массы пружины, кг!м2, Впр — усилие пружины,
отнесенное к площади fc, н/м2; рр — коэффициент давления потока, опре-
деляемый для кольцевых и дисковых клапанов по рис. VI. 13; Др — потеря
давления в клапане, н/м2-, Z — жесткость пружины, н/м; Ы — прогиб
пружины, м; fc — площадь прохода в.седле клапана под пластиной, м2;
р — номинальное давление газа, протекающего через клапан, н/м2;

х =	— относительная величина потери давления в клапане.
Изменение x в общем случае определяется по уравнениям (VI.21) или
(VI.29) при переменном значении величины критерия скорости потока М.

В начальный момент движения к седлу / = 0. Следовательно,

ZAZ1

= pp,pxi,

или усилие пружины в открытом клапане
Врр, = pp,p%i.

(VI 1.50)

(VI 1.50')

Здесь индексом «1» отмечены исходные значения переменных вели-
чин в начальный момент движения. Значение хх = х„. в представляет
ординату границы действия пружины.

Выражая перемещение пластины через ДЛ, находим

Д/ = AZi —ДЛ = Д1, (1 —(VII.51)

Учитывая выражение для Д/ и зависимость (VII.50), приводим урав-
нение (VI 1.49) к виду

/=-£[р₽.х‘0-рр“]-

(VII.52)

У пружин с линейной характеристикой отношение хода пластины h
к наибольшему прогибу пружины Д/х, т. е. величина -А_, выражает
степень изменения их усилия. В случае кольцевых клапанов с кольцевыми
пружинами она обычно составляет малую величину, так как Д/х у них
велико. Поэтому усилие пружины в этих клапанах можно рассматривать
как постоянное. В случае же клапанов с местными пружинами величина

/г -

отношения -т-r- более значительна,

_А_ = 1.

д/,

Во всех случаях, исключая те,

причем в отдельных конструкциях

где закрывание начинается прежде-

временно, для пластин кольцевого и дискового клапанов характерно
прогрессивно ускоренное движение, в начальной стадии которого проис-
ходят относительно малые перемещения. Показательными являются соот-
ношения, полученные для фазы закрывания по диаграмме движения пла-
стины при п = 16,8 сек"1, приведенной на рис. VII.77. В ней за 50%
времени закрывания пластина проходит лишь 16%, а за 75% времени —
40% величины хода пластины й.

То обстоятельство, что щель клапана быстро сужается лишь в конце

закрывания, дает основание к следующему допущению в расчете: если
посадка пластины клапана на седло завершается в момент, когда раз-
ность давлений по обе стороны клапана переходит через нуль, то кривая
потери давления в закрывающемся клапане мало отклоняется от кривой
потери давления в полностью открытом клапане.

В качестве второго допущения принимаем, что коэффициент давления
потока рр остается постоянным. При этом учитывается, что коэффициент рр,
зависящий, как видно из рис. VI. 13, от высоты подъема пластины, в начале
закрывания изменяется мало, поскольку и подъем h изменяется мало, а
к концу закрывания, где изменение h протекает быстро, давление потока
на пластину, как и потеря давления в клапане, приближается к нулю и
величина рр не играет роли.

В качестве третьего допущения будем считать, что усилие пружины
по ходу пластины остается постоянным. Как уже было сказано, в кольце-
вых клапанах с кольцевыми пружинами это условие приблизительно
соблюдается. В случае же местных пружин изменение усилия более зна-
чительно, поэтому найденное для них усилие необходимо будет корректи-
ровать.

Кривые потери давления в открытом клапане, построенные в осях х, s,
т. е. по ходу поршня, как это видно на рис. VI. 5, а и VI.5, б, но особенно
ясно на рис. VI.3, имеют на значительном протяжении в конце всасывания
и нагнетания отчетливо выраженный линейный участок, расположенный
под некоторым углом as к оси s. Лишь кривые для всасывания при значе-
ниях М >0,25 заканчиваются криволинейным участком. Но в этой
области изменение х подчиняется другой закономерности: при значениях
М. >0,25 кривые для всасывания заканчиваются прямолинейным участ-
ком на диаграмме, построенной в осях х, <р, т. е. в зависимости от угла
поворота кривошипа (рис. VI.4, а). Таким образом, величина одной из
двух производных — по ходу поршня или по углу поворота кривошипа —
в фазе закрывания остается неизменной, т. е.

= Л, = idem или = Лш = idem.
ds 9	dtp ф

Условие = idem принято для расчета всасывающих клапанов с ве-
личиной критерия скорости потока в открытом клапане М 0,25 и для
нагнетательных клапанов при любых значениях М. При этом допускается,
что потеря давления в открытом клапане достигает нуля в момент прихода
поршня в мертвую точку и расчет ведется на закрытие клапана при углах
поворота кривошипа в 180 и 360°.

с г	du	.j

Условие = idem принято только для расчета всасывающих кла-
панов при М >0,25. В этом случае, касающемся только клапанов с отно-
сительно малым проходным сечением, клапан должен закрыться не в мерт-
вой точке, а позже, что видно из диаграммы рис. VI.4, а, так как при таком
значении М в мертвой точке еще не достигается выравнивания давлений
(х + 0).

Расчетные зависимости при постоянной производной по ходу поршня

= idem). В этом случае

dx = Asds,	(VII.53)

где As — скорость изменения потери давления в осях х, s, или угловой
коэффициент, определяемый, согласно рис. VII.81, углом as,

A = tgas.

Как следует из уравнения (V.2), относительное элементарное переме-
щение поршня, выраженное в зависимости от угла поворота кривошипа ф,
равно

ds = -^-(sin <p + sin2<p) dcp.	(VII.54)

Интегрируя уравнение (VII.53) и учитывая, что Ах и dx противопо-
ложны по знаку, находим снижение потери давлений в процессе закры-
вания клапана

Ах = хх — х = — j Asds = — As £(cos ф -f---j-cos 2ф ) +	.(VI1.55)

При Ax = 0 имеем ф = фь где фх — угол поворота кривошипа в на-
чале закрывания клапана. Следовательно,

Л

Ci = —cos фх----j- cos 2фх.
Согласно уравнению (VI 1.52), при постоянном рр и неизменном усилии
пружины ускорение пластины

/ = -^-Дх.	(VII.56)

Подставляя значение Д% из формулы (VII.55), находим

/ = [(cos * + 4cos2<₽) + •	(vn.57)

Скорость пластины

!dt= -И/^Ф= Sr^s[(sin<p + -§-sin2<p)4-C1(p-bC!!],

(VI 1.58)
где co =	-----угловая скорость, рад! сек.

Рис. VII.81. К определению производной -5— в конце хода поршня:
а — к валу (s -> 1); б — к крышке (s -> 0):

1 и 2 — расчетные точки начала и конца закрытия клапана

При <р = Ф1 имеем о = 0, откуда

С2 = —sinфх---g-sin 2ф! + (cos Ф1	-j-cos2фх j фх.

Перемещение пластины

Дй = j v dt = -1- f v dtp = As [ ( -cos ф--А_со8 2ф) +

4-4-С1<Р2 + С«Ч, + С«]-	(VII.59)

В начале движения пластины Дй = 0. Следовательно,

Сз = СО8ф1 4- -4~СО8 2ф1 4- 4-(со8ф14- 4-со8 2ф!^ ф? 4-

4- £sin фг 4- sin 2фх — (cos фх 4~ ~4с°8 2ф1) Ф»] Ф1-

Своевременность закрытия клапана определяется условием, что к при-
ходу поршня в мертвую точку, т. е. при угле ф2 = 180° или ф2 = 360°
перемещение пластины равно полной высоте ее подъема в клапане (Дй =
= й). Задача сводится к определению значения хх, при котором это усло-
вие будет соблюдено.
В момент закрытия клапана в мертвой точке и = 0 и величину xlt
определяемую из уравнения (VII.55), можно записать в виде

х1 = ЛЛ(Ф1).	(VI 1.60)

Зависимость для скорости пластины в момент удара о седло находится
из уравнения (VI 1.58)

V = -^F^-	(VH.61)

К концу хода пластины Д/г = h и уравнение (VI 1.59) принимает вид

h = s^rF^-	(VH.62)

Выражения, обозначенные здесь через FH (фх), Fv (<рг) и Fh (ф^, пред-
ставляют собою переменную часть уравнений (VII.55), (VII.58) и (VII.59)
при различных значениях фх, но постоянном ср = ф2:

Для всасывающего клапана полости цилиндра со стороны крышки и
для нагнетательного клапана полости цилиндра со стороны вала ф2 = л.
При этом
определитель потери давления

ЛДфх) = 4- (1 — 4* +cos Ф1 + -тcos 2<pi);	(VH.63)

определитель скорости движения пластины

^(фп=4" [sln ф1+“rsin 2ф1+(cos “гcos 2фх) ~ >

(VI 1.64)
определитель высоты подъема пластины

рл(Ф1) = 4~ [ —1	~ (С05ф1+ 4гСО52ф1) +

4-	(sin ф1 + 4- sin 2Ф1) (л — Ф1) +

4-	(cos Ф1 4- A-cos 2ф1) j.	(VI1.65)

Значения (tPi), Fo (<pi) и Fh (q>x) для <p2 — n находятся по графику
рис. VII.82, построенному для углов Ф1 в пределах 1200<Ф1<1800.

Для всасывающего клапана полости цилиндра со стороны вала и для
нагнетательного клапана полости цилиндра со стороны крышки <р2 = 2л.
Для этого случая

1^х(Ф1) = 4- (1 + -г-cos Ф1---cos 2Ф1) ; (VI 1.63')

F„(ф1) = 4- [—sin Ф1--sin 2Ф1 — (cos Ф14- 4"cos 2ф0	~’ Ф14 ’

(VI 1.64')

Fh(Ф1) = 4“ 1 “ ДГ + (С08Ф1 + 4'cos 2 Ф1) ~~

— (sin Ф14-4- sin 2Ф1) (2л — Ф1) —

— (cosФ1 4-~4cos 2Ф1) (2Я~2 Ф1)2 ] *	(VII.65')

Значения Fy (Ф1), Fv (Ф1) и Fh (Ф1) для <р2 = 2л даны на графике
рис. VII.83, где 300°<Ф1<360°.


В конце хода поршня к наружной мертвой точке угловой коэффи-
циент As является отрицательной величиной. В формулы (VII.60),
(VII.61) и (VII.62) во всех случаях входит его абсолютное значение,
а знак учтен в выражениях для FK (<pr), Fo (<рх) и Fh (q^). При построе-
нии графиков рис. VII.82 и VII.83 принято % —0,222, но при других
встречающихся значениях 1 погрешность незначительна.

Абсолютное значение углового коэффициента As для всасывания и
нагнетания представляет график рис. VII.84, построенный по кривым
потери давления в диаграммах х, $.

Рис. VII.84. Угловой коэффициент Xs:

1 — для всасывания в полость со стороны крышки; 2 — для нагне-
тания из полости со стороны крышки; 3 — для всасывания в полость
со стороны вала; 4 — для нагнетания из полости со стороны вала

При малых значениях М относительная величина потери давления
в клапане невелика. В этом случае можно рассматривать протекающий
через клапан газ как несжимаемую жидкость и выразить As аналитически.
Величина As— находится из выражений (VI.37) для хи (V.1) — для
перемещения поршня s, в которых х и s даны в зависимости от угла по-
ворота кривошипа <р, причем производная определяется при значе-
ниях <р2 = л и фа = 2л. В результате дифференцирования и после изме-
нения знака для получения абсолютных значений As находим:

в конце хода к валу, т. е. у наружной мертвой точки

Л = ^-(1 —Л)/И2;	(VII.66)
в конце хода к крышке

As = ^-(1 4-Х)Ма.	(VI 1.66')

Здесь k — показатель адиабаты сжимаемого газа; % — отношение ради-
уса кривошипа к длине шатуна; М — критерий скорости потока, который
соответственно клапану рассчитывается по условиям всасывания или
нагнетания.

При построении графика рис. VIL84 принято k = 1,4; Х= При
иных значениях k и X в величину ASi найденную по графику, следует
вводить поправку и пользоваться уточненным значением A's = v4s>
где v — поправочный коэффициент. Величина поправочного коэффи-
циента v, согласно зависимостям (VII.66) и (VII.66'), определяется:

для клапанов, которые должны закрываться в конце хода к валу
(<р2 = 180°),

vieoo = -А-. -1~|- <= 0.95А? (1 — Л).	(VI 1.67)

’ 1—Т

для клапанов, которые должны закрываться в конце хода к крышке
(<р2 = 360°),

V360O= * _!_±*	0,576(1 + Л).	(VII.67')

’ 1+4

При М 0,1 значения Д по формулам (VII.66) и (VI 1.66') при k =
= 1,4 и 1= у совпадают со значениями Xs по графику рис. VII.84,
но при более высоких М под влиянием сжимаемости газа проявляются
отклонения.

Обозначая

p₽Ms = <7s,	(VI 1.68)

где qs — скорость снижения давления потока на плас-
тину по ходу поршня, н!м\ и учитывая выражение (VIL62),
получаем

(VII.69)
4s

По значению Fh (<рх), вычисленному по формуле (VI 1.69) и соответ-
ствующей ему точке на кривой Fh (<рх) графика рис. VII.82 или VII.83,
находим значения функций Fx (<рх) и Fo (<рх), как имеющие ту же абсциссу,
что и точка на кривой Fh (<рх). Шкала углов на оси абсцисс позволяет
определить угол <рх в момент начала закрывания клапана.

Усилие пружины Впр (н/м2), определяемое по формуле (VII.50') с уче-
том выражений (VII.60) и (VII.68), равно

впР = РРР«1 = Л(Фх).	(VI 1.70)

Выражение для скорости пластины v (м/сек) в момент ее удара о седло
получает вид

=	(vn.7i>

Расчетные зависимости при постоянной производной по углу поворота
кривошипа	= idem у В этом случае

dx = — A9d<p,	(VI 1.72)
где Av скорость снижения потери давления в осях х, <р, или угловой
коэффициент, который, согласно рис. VI 1.85, определяется углом аф

>lq, = tga(p.

Минус в уравнении (VII.72) учитывает отрицательный знак углового
коэффициента Лф. Величина Лф представляет лишь его абсолютное зна-
чение.

На рис. VI 1.86 приведен график зависимости Лф от критерия скорости
потока М, построенный по кривым потери давления в безразмерной
диаграмме (pHC.VI.4,a) для полости цилиндра со стороны крышки и по
аналогичной диаграмме для полости цилиндра со стороны вала.

При линейном характере изменения х снижение Дх равно

Дх = хх— х = Лф<р, (VI 1.73)

где хг — относительная величина потери
давления в начальный момент закрывания
клапана, т. е. ордината границы действия
пружины; <р — угол поворота кривошипа
от начала закрывания клапана, рад.

Ускорение пластины клапана опреде-
ляется уравнением (VI 1.56)

/ = Дх,

1 т

или после подстановки

/ = ^ф.	(VI 1.74)

Обозначив

РррА> = <7ф>	(VI 1.75)

Рис. VII.85. К определению произ-
водной (/ и 2 — расчетные точ-

ки начала и конца закрытия кла-
пана)

где — скорость снижения давления потока по углу ср,
получаем

/ =	(VI 1.76)

Величина скорости пластины
»H'd(=4bAi’=Tsr’i2+cx-	<VIL77>

В начале закрывания при <р = 0 скорость v = 0. Следовательно,
Cj = 0. Таким образом,

» =	<VII-78>

Перемещение пластины

ЛЛ=4-]ОЛф = А(рз + с!.	(VII.79)

При <р = 0 перемещение ДА = 0 и, следовательно, С2 = 0. Тогда

ДА =

.	. фз

6<о2/и

(VI 1.80)

Решая уравнение (VI 1.80) относительно <р, получаем

<Р =

6®2/nA/i

<7ф

(VII.81)
Перемещению пластины АЛ = h соответствует угол <р = <р2 — <рх,
где <рх и <р2 — значения углов, при которых начинается и заканчивается
закрывание клапана. Отсюда имеем

(VI 1.82)

<7<р

Согласно принятому условию клапан закрывается при х — 0. Учиты-
вая зависимость (VII.73), находим

3 Г 6(o2mh

<₽2 — Ф1 = У

(VI 1.83)

Рис. VI 1.86. Угловой коэффициент Лф:

1 — для всасывания в полость со стороны крышки; 2 — для всасыва-
ния в полость со стороны вала

Пользуясь уравнением (VII.50'), выражающим усилие пружины

Впр (н/м2), получаем
к	2-----

Впр — РрРЪ = рРрЛф (q>2 — Ф1) = у (з<£?tncfah . (VI 1.84)

Величина скорости пластины v (м/сек) в момент ее удара о седло
находится из уравнений (VII.78) и (VII.82)

*=<vn-85>
Замечания к принятым допущениям. При выводе приведенных выше
зависимостей, как уже было сказано, не учтено изменение кривой отно-
сительной потери давления к вследствие закрывания клапана, а коэффи-
циент давления потока рр принят постоянным, не зависящим от положе-
ния пластины по высоте подъема. Для выяснения порядка связанных
с этим погрешностей на рис. VI 1.87 даны кривые х, полученные с учетом
закрывания клапана, а также кривые скорости движения v и перемеще-
ния й* = h — Дй при ходе пластины к седлу. Все кривые вычислены
методом численного интегрирования при переменном рр.

Расчет произведен для всасывающего клапана I ступени по следую-
щим данным: со = 52,4 рад/сек\ М = 0,184 и т = 44,2 кг/м2. Величина
хх = 0,0233 в соответствии с тем, что значение М < 0,25, получена рас-
четом при постоянной производной по ходу поршня. Как видно из гра-
фика, кривая к в закрывающемся клапане проходит весьма близко от х0
для клапана, остающегося полностью открытым. Закрытие клапана про-
изошло без заметного отклонения от угла в 180°. Величина конечной ско-
рости пластины 0,67 м/сек по графику почти полностью совпала со ско-
ростью 0,68 м/сек, вычисленной по формуле (VII.71). Весьма близкое
совпадение результатов вызвано отчасти противоположным знаком по-
грешностей под влиянием изменения х и рр и их взаимной компенсацией.

Методом численного интегрирования вычислены также нанесенные
штрихами кривые величин х', о' и h' при пружине, усиленной всего
лишь на 16% (х' = 0,027). Но даже такое усиление уже вызывает замет-
ное изменение момента закрытия клапана, которое сказывается на ходе
кривой х'.

Замечания к расчету. В случае местных пружин, изменяющих свою
силу в значительных пределах, усилие пружины В'пр в полностью открытом
клапане определяется выражением

Впр= СВпр9	(VII.86)

где Впр — усилие, найденное по приведенным выше формулам; С — попра-
вочный коэффициент, приближенно определяемый по формуле

С=1+°’2ЬН’	(VI 1.87)

где A/j — прогиб пружины при полном открытии клапана.

В клапанах, устанавливаемых в цилиндре так, что ограничитель подъ-
ема находится снизу, нужное усилие пружины должно быть выше расчет-
ного, а устанавливаемых противоположным образом — ниже расчетного
на величину приведенного веса подвижных частей gn,4 (н/м2), который
вычисляется по формуле

gn.4 = —n^tGnP ,	(VI 1.88)

fc

где Gnjl— вес пластины, н\ Gnp— вес действующих на нее пружин, я;
fc — площадь прохода в седле клапана под пластиной, м2.

В клапанах, ось которых расположена в цилиндре горизонтально,
усилие пружины должно превышать расчетное на величину приведенной
силы трения, равной произведению приведенного веса gn,4 на коэффициент
трения fmp = 0,3.

В общем случае

=	(VI 1.89)

где р = 1 для клапанов, установленных ограничителем подъема вниз,
Р = 0,3 для клапанов, ось которых расположена горизонтально, и Р =—1
для клапанов, установленных ограничителем подъема вверх.

Запаздывание закрытия клапана в большей мере ухудшает работу
компрессора, чем преждевременное закрытие. У всасывающего клапана
в результате запаздывания закрывания и связанного с этим выбросом
газа, загрязненного маслом, часто наблюдается прилипание пластин
к ограничителю подъема, что дополнительно задерживает начало закры-
вания клапана, снижая коэффициент наполнения цилиндра. Во всех
случаях запаздывания усиливаются удары пластины о седло и снижается
долговечность клапана. С целью исключения запаздывания следует:

выбирать усилие пружин по наибольшему из расчетных усилий для
отдельных пластин. В клапанах с кольцевыми пружинами наибольшее
усилие соответствует внешнему кольцу, на которое действует пружина
большей массы;

учитывая допуск на величину усилия при изготовлении пружин,
предусматривать избыток усилий выбранных пружин против расчет-
ного на 10%.

Получаемые расчетом усилия пружин Впр различны для всасывающих
и нагнетательных клапанов. В случае же цилиндров двойного действия
усилия различны также для клапанов противоположных полостей. Допу-
ская применение унифицированных пружин для различных клапанов,
следует производить выбор пружин по наибольшему из расчетных усилий.

Усилие пружин, выбранное с учетом унификации или нормалей, не
382
должно чрезмерно превышать оптимальную величину расчетного усилия
для отдельного клапана. Допустимое увеличение определяется значе-
нием 6В, представляющим отношение разности между принятым усилием
пружин ВПР2 и расчетным усилием ВПР1 к разности между максимальным
давлением потока газа на пластину qmax и расчетным усилием BnPt,

8В = Bnpt-Bnp! ,	(VI 1.90)

которое не должно быть более 6В = 0,5.

Величина максимального давления потока газа на пластину
(н/м2) находится по формуле

7 max — ^maxPpP	(VI 1.91)

где xmax — максимальная величина относительной потери давлений в
клапане, определяемая по графику рис. VI.20; рр — коэффициент давле-
ния потока по графику рис. VI. 13; р — номинальное давление газа, про-
текающего через клапан, н/м2.

Сила каждой из пружин Рпр («), совместно действующих на отдельную
пластину клапана, находится из соотношения

(VI 1.92)

где Впр2 — окончательно принятая величина усилия пружины, н/м2\1 —
число пружин, действующих на пластину (в случае кольцевых пружин
i = 1); fc — площадь канала в седле клапана под пластиной, м2.

Расчет усилия клапанных пружин производится после определения
необходимой величины эквивалентной площади клапана и разработки
его конструкции, включая выбор высоты подъема пластин. Порядок
расчета указан в примере.

Пример. Рассчитать усилие пружин в кольцевых клапанах с кольцевыми пружинами
для цилиндра I ступени двойного действия воздушного компрессора.

Общие данные: п = 2,78 сек”1; s = 0,55 м\ X — -р = 0,225; (со = 17,5 рад/сек\
сср ~ 3,06 м/сек). Цилиндр со сквозным штоком. Расчет сведен в табл. VI 1.8, в которой
указаны также все дополнительные данные.

Пружины всасывающих и нагнетательных клапанов в примере рас-
чета по табл. VI 1.8 приняты одинаковыми, причем выбрана пружина
с наибольшим усилием, соответствующим нагнетательному клапану
полости со стороны крышки. Таким образом, пружины всасывающих
клапанов усилены против данных расчета. На ступенях высокого давления
это завышение не приносит вреда, так как отражается едва заметным
образом на расходе энергии. Напротив, для всасывающего клапана I сту-
пени, где всасывание протекает при атмосферном давлении, выбор силы
пружины требует большой тщательности, так как он отражается на
мощности и может стать причиной существенного снижения производи-
тельности. Часто, учитывая это обстоятельство, применяют различные
пружины, более слабые для всасывающих клапанов.

В выполненных конструкциях усилие пружин при полностью откры-
том клапане

Впр == 3 -т- 30 кн/м2.

Большие значения допускают при высоких оборотах для клапанов
ступеней среднего и высокого давлений. В клапанах с местными пружинами
сила предварительного затяга пружин при полностью закрытом клапане
находится в пределах 0,1—0,4 указанных значений, причем для всасы-
вающих клапанов I ступени она должна быть не выше 0,5—2,0 кн/м2.
Таблица VII.8

Расчет усилия пружин для кольцевых клапанов

Исходные данные и определяемые величины		Обозна- чение	Расчетные зависимости или указание по выбору величин	Численные значения			
				Полость / ступени со стороны крышки		Полость / ступени со стороны вала	
				Всасывание	Нагне- тание	Всасы- вание	Нагне- тание
Данные по газу	Номинальное давление газа, протекающего через клапан, н/л*2	Р	Из термодинамического рас- чета	0,10-106	0,34-10е	0,10-10е	0,34- 10е
	Температура газа, °К	Т	То же	298	420	298	420
	Скорость звука, м/сек	Сзв	сзв=ОЯТ (VI.19)	/1,4* 287,2-298 = 345	412	345	412
Данные по ком- прессору	Рабочая площадь поршня (для полости), м*	F	Из термодинамического рас- чета	0,6283		0,6283	
	Угол поворота кривошипа к концу закрытия клапана	<₽2	Начало отсчета угла от внутреннего мертвого поло- жения кривошипа (ВМТ)	180°	360°	360°	180°
	Число клапанов	2	По чертежу цилиндра	3	3	3	3
Данные по клапанам	Эквивалентная площадь од- ного клапана, м?	Ф	Ф = а«ч (VI.4'), где — по чертежу клапана; ащ — по графику на рис. VI.2	0,00946	0,00946	0,00946	0,00946
	Общая эквивалентная пло- щадь клапанов, действующих совместно, л/2	гФ	гФ	0,0284	0,0284	0,0284	0,0284
	Величина подъема пластин клапана, м	h	По чертежу клапана	0,004	0,004	0,004	0,004
	Ширина каналов седла, м	1 Ь	По чертежу клапана	|	0,01	0,01	0,01	0,01
	Относительная	величина  подъема пластины	h/b	h/b	0,4	0,4	0,4	0,4
,. Френкель	385

Продолжение табл. VII. 8

ОО

3:

S

Исходные данные и определяемые величины		Обозна- чение	Расчетные зависимости или указание по выбору величин	Численные значения			
				Полость / ступени со стороны крышки		Полость 1 ступени со стороны вала	
				Всасы вание	Нагне- тание	Всасы- вание	Нагне- тание
Данные по клапанам	Средний диаметр внешней пластины, м	D	По чертежу клапана	0,281	0,281	0,281	0,281
	Площадь прохода в седле под внешней пластиной, м2	fc	fc — nDb	л- 0,281 *0,01=0,00882	0,00882	0,00882	0,00882
	Масса внешней пластины, кг	тпл	По чертежу клапана	0,306	| 0,306	0,306	0,306
	Масса пружины под внешней пластиной, кг	тпр	По чертежу клапана	0,592	0,592	0,592	0,592
	Приведенная масса, отне- сенная к площади прохода в седле под пластиной, кг/м2	т		 тпл + 0,ЗЗтЛр т~	fc	0,306+0,33*0,592 0,00882	Ь	57	57	57
Расчет усилия пружин	Условная средняя скорость газа в клапане, м/сек	скл	F Скл ~ СсР	3,06 0,6283 с,, 0;0284 ~67’7	67,7	67,7	67,7
	Критерий скорости потока при выбранных клапанах	Мвс> Мн	Мвс.н=-~ Сзв	^=0,196	0,164	0,196	0,164
	Угловой коэффициент	А	По графику рис. VII.84	0,27	0,235	0,47	0,145
	Поправочный коэффициент	v180°;  v360°	v180o = 0,956 (1 — X); v360° ~	0 + ^)	0,95* 1,4 *(1—0,225)= = 1,03	0,98	0,98	1,03
	Коэффициент давления по- тока	Рр	По графику рис. VI. 13	1,29	1,29	1,29	1,29
	Скорость снижения давления потока на пластину, н/м2	<7s	<7s = pppvAs	1,29*0,1 • 10е* 1,03Х X 0,27= 35 800	101 000	59 400	65 400
	Определитель высоты подъ- ема пластины	Fh (<Pi)	~ ч (02/п6	А711 ЛП.  Fh(<Pi)== п	(VI 1.69)  VS	17,52* 57 *0,004 =  35 800  = 0,00194	0,00069	0,00117	0,00106
ст>

Продолжение табл. VIL 8

Исходные данные и определяемые величины		Обозна- чение	Расчетные зависимости или указание по выбору величин	Численные значения			
				Полость 1 ступени со стороны крышки		Полость / ступени со стороны вала	
				Всасывание	Нагне- тание	Всасы- вание	Нагне- тание
Расчет усилия пружин	Угол начала фазы закрыва- ния	Ф1	По графикам рис. VII.82 и VII.83 в зависимости от Fh (Ф1)	154,3°  Ход отсчета пока- зан штрихами на графике рис. VI 1.82	342,4°	339,7°	157,8°
	Определитель потери давле- ния	Ри (<Р1)	По графикам рис. VI 1.82 и VI 1.83 в зависимости от <Pi	0,038	0,029	0,038	0,028
	Усилие пружины, н/ж2	Впр	впр =	(<Pi) (VI 1.70)	35 800-0,038=1360	2930	2260	1830
	Приведенный вес подвижных частей, н/л3	gn. ч	„	9.81 (тГ1Л + тпр)  &П, Ч •	f  Тс	9,81 (0,3064-0,592) _ 0,00882  = 1000	1000	1000	1000
	Скорректированное усилие пружины, н/м2	Впр!	Впр! = I > 1 (Впр + Р §пл)	1,1 (1360+1-1000)= =2600	4320	3590	3110
	Выбранное усилие пружины, н/м2	&пръ	По наибольшему из значе- ний Впръ с округлением	4000	4000	4000	4000
	Максимальная безразмерная потеря давления в . открытом клапане	Ишах	По графику рис. VI.20	0,065	0,053	0,067	0,052
	Максимальное давление по- тока на пластину, н/м2	<7тах	tfmax ~ xmaxPpP	0,065-1,29-0,1-10б= =8380	23 200	8630	22 750
	Сравнительный избыток или недостаток усилия пружины		х	Варг — Bn.Pi  VB~ -	D  9 max — Dnpx	4000—2600 _ 8380—2600	—0,014	0,08	0,045
Полосовые и прямоточные клапаны отличаются весьма малой массой
движущихся частей, поэтому для своевременного закрытия клапана
достаточно значительно меньшего усилия пластины, чем в других клапа-
нах. Самопружинящие пластины не могут быть выбраны по расчетному
усилию, так как они оказались бы более тонкими, чем это допустимо из
условия долговечности клапана. В открытом клапане усилие пластин
пропорционально кубу их толщины, но в закрытом равно нулю. Поэтому
утолщение пластин может помешать полному открытию клапана и вызвать
преждревременное его закрытие, но затем клапан откроется снова, и
окончательное его закрытие произойдет своевременно, т. е. приблизи-
тельно в момент прихода поршня в мертвую точку.

Рис. VI 1.88. Потеря давления (а)
при пружине с усилием, изменяю-
щимся от нуля, и примерные кривые
движения пластины полосового (б)
и прямоточного (в) клапанов:

/ — потеря давления в полностью от-
крытом клапане; 2 — потеря давления
в безмассовом клапане, нагруженном
пружиной; 3 — движение безмассовой
пластины; 4 — движение пластины по-
лосового клапана; 5—движение плас-
тины прямоточного клапана

При нулевой массе пластины и усилии, снижающемся линейно до нуля,
движение пластины в фазе закрывания, если не учитывать изменения
коэффициента рр, точно следует снижению потери давления. В этом слу-
чае кривые потери давления 2 и движения пластины 3, показанные на
рис. VI 1.88, отличаются только масштабом. Но под влиянием массы пла-
стины начальное перемещение протекает с отставанием от изменения
давления, вследствие чего дальнейшее движение происходит как колеба-
тельное относительно равновесной кривой 3 для пластины с нулевой мас-
сой. Частота возникающих при этом колебаний равна собственной частоте
колебания пластины. Пластина полосового клапана деформируется, имея
свободно опирающиеся концы, и вследствие такого закрепления и боль-
шей массы частота ее колебаний ниже, а амплитуда выше (рис. VII.88, б),
чем у пластины прямоточного клапана (рис. VI 1.88, в), кромка которой
жестко закреплена, а вылет и толщина малы.1 Вследствие большего
размаха колебании пластина полосового клапана подвержена более силь-
ным ударам при посадке.

Момент окончательного закрытия полосового и прямоточного клапанов
обычно мало зависит от усилия пластин в открытом клапане. В связи
с этим можно считать, что такие клапаны закрываются своевременно неза-
висимо от условий работы, но открытие клапана может оказаться непол-
ным, поэтому усилие пластины должно быть проверено по зависимостям:
для полосового клапана

#^0,4;	(VI 1.93)

Аршах	'
для прямоточного

^£.<0,8,	(VI 1.94)

ЛРтах

где Aprt. 0 — наименьшая разность давлений, необходимая для полного
открытия клапана; Дртах — максимальная величина потери давления
в полностью открытом клапане.

Большие значения для прямоточных клапанов допущены на том осно-
вании, что дополнительная потеря энергии под влиянием усилия пластины
при этих клапанах, как видно из сопоставления графиков рис. VI. 18
и VI. 19, примерно втрое меньше, чем при полосовых.

Вычисление ДрЛ. 0 в зависимости от толщины пластины 5 производится
для полосового клапана по формуле (VI.48), а для прямоточного — по
формуле (VI.49). Величина Дртах вычисляется согласно зависимости
(VI.50).

Значений Дрп. 0 > Apraax допускать не следует, так как в этом случае
клапан не будет полностью открываться. Снижения Дрп. 0 можно достиг-
нуть уменьшением толщины пластины и увеличением ее длины (у прямо-
точных клапанов высоты «языка»). Уменьшение подъема пластины сни-
жает величину Дрп. о, но увеличивает потерю энергии в клапане. К нему
прибегают для снижения возникающих в пластине напряжений с целью
увеличения надежности клапана.

ДИНАМИКА КЛАПАНА

При ударе пластины клапана о седло и об ограничитель подъема в ней
возникают высокие напряжения, обычно намного большие, чем от давле-
ния газа. При ударе пластины всей плоскостью в ней происходит только
контактное сжатие. При ударе отдельными зонами остальные участки,
лежащие вне зоны удара, прогибаются. Большие напряжения изгиба
в них играют основную роль в разрушении пластины. Удар о седло воспри-
нимается только уплотняющими кромками и является зональным. Удар
об ограничитель подъема зависит от его конструкции: при наличии гнезд
под пружины или проточек и в случаях, когда кромки пластины све-
шиваются с его опорной поверхности, удар также является зональным.

При зональном ударе пластины высокие изгибные напряжения перво-
начально возникают непосредственно у кромок опорных зон, где вслед-
ствие резкой потери скорости возникают поперечные волны. Следует
полагать, что напряжения, вызываемые возникающей при этом вибрацией
пластин, являются основной причиной их разрушения.

Величина напряжений пропорциональна квадрату скорости пластины
в момент удара. Посредством диаграмм движения пластины, записанных
циклографом [101], представилось возможным определить величину
скорости при ударе в клапанах разных типов и конструкций при различ-
ных режимах работы. Во всех случаях скорость пластины при ударе
об ограничитель подъема значительно выше, чем при ударе о седло. Значе-
ния скоростей, полученные в исследованиях кольцевого клапана, пред-
ставлены кривыми на рис. VI 1.89. Они возрастают с увеличением частоты
вращения компрессора, убывают с увеличением массы пластин и сравни-
тельно мало зависят от силы пружин. Установлено также значительное
увеличение скорости пластины с повышением плотности газа и мгновен-
ных скоростей его в клапане, которые зависят от положения поршня
во время открывания и закрывания клапана.

В опытах автора по выяснению причины поломок пластин полосового
клапана одна из пластин была заменена двумя, вместе составляющими
388
ту же толщину. В работе на компрессоре эти пластины быстро разру-
шались, но при поломках только одной во всех случаях разрушенной ока-
зывалась пластина, обращенная к седлу. Следовательно, несмотря на
меньшую скорость движения пластины, наибольшие напряжения воз-
никали при ударе о седло. Удар об ограничитель подъема не вызывал
разрушений потому, что пластина клапана касалась его всей плос-
костью.

Напротив, в дисковых и кольцевых клапанах с гнездами под пружины
в ограничителе подъема причиной наиболее высоких напряжений в пла-
стине может оказаться удар об ограничитель. В этом отношении неблаго-
приятны гнезда под местные пружины при диаметре их, превышающем

Рис. VII.89. Скорость пластины клапана при ударе об ограничитель подъема
(-----) и о седло (--------): а — при различных массах (ту = 27,1; т2~

= 43,6 кг/м2)', б — при' различных усилиях пружины (ВпР1 — 5,48; ВпР2 =
= 9,50 кн/м2)

ширину пластицы. Лучшим в этом случае является расположение пружин
в промежутке между кольцами, как это предусмотрено в конструкции
клапана по рис. VII.45.

Одним из средств снижения напряжений изгиба при ударе о седло
является уменьшение ширины каналов в седле под пластиной. В свою
очередь, изгибающие напряжения от удара об ограничитель подъема
уменьшаются с уменьшением размера гнезд под пружины и устраняются
полностью в случае плоских пружин, совпадающих по контуру с пласти-
нами.

Учитывая большую силу удара при открывании клапана у дисковых
клапанов, а иногда и у кольцевых, применяют для ослабления удара
демпферные пластины, расположенные со стороны ограничителя подъема.
На прочности пластин отражаются также напряжения контактного сжа-
тия, вызывающие наклеп поверхности, особенно сильный на уплотнитель-
ных кромках.

Обильное поступление масла и выделение в цилиндре влаги вызывают
прилипание пластин клапана к седлу и ограничителю подъема, что задер-
живает начало открытия и закрытия клапана и усиливает удары. В отдель-
ных случаях удары так сильны, что вызывают поломку не только пластин,
но и ограничителя подъема или разрыв соединительного болта. Для повы-
шения срока службы клапана ограничитель подъема рекомендуется выпол-
нять упругим и не массивным, а болт удлиненным, соединяющим клапан
с нажимным фонарем (рис. VII.27). z
Плотное прилегание пластины к ограничителю подъема усиливает
ее прилипание. В полосовых клапанах, ограничитель подъема которых
обработан по радиусу, а пластина настолько тонка, что полностью при-
легает к ограничителю, отрыв пластины начинается не у концов, а у сере-
дины. Возникающая вследствие этого задержка в закрытии является
основной причиной недолговечности полосовых клапанов.

Прилипание пластин усиливается при низкой температуре, что ста-
новится особенно заметно при пуске холодной машины или при низком
отношении давлений. При пуске прилипание пластин настолько усили-
вается, что в многопластинчатом клапане отдельные пластины поочередно
удерживаются у седла на время всего оборота. Вследствие избытка масла
в цилиндрах циркуляционных компрессоров возникают стуки клапанов,
исчезающие, однако, при уменьшении подачи масла.

В момент удара пластины об ограничитель подъема пружина отры-
вается от пластины и, продолжая свое движение, сжимается и уходит
в глубь гнезда в ограничителе подъема. Вслед за сжатием происходит ее
расширение, которое заканчивается ударом пружины о пластину. В случае
кольцевых пружин, имеющих сравнительно большую массу, удар пружины
отрывает пластину от ограничителя подъема, преодолевая давление потока
газа. Это явление было причиной нарушения закономерности движения
пластины на диаграмме движения (рис. VI 1.78) при частоте вращения
11,8 сек”1. Аналогичные отрывы происходят и при более высоких оборо-
тах, но в меньшей мере, так как при этом усиливается давление потока
газа на пластину. Удару подвергается не только последний виток пружины,
но часто и все остальные, так как под влиянием собственной массы пру-
жина сжимается до соприкосновения витков. Такая деформация наблю-
дается также у местных пружин с защитным колпачком, причем в этом
случае причиной является масса колпачка. Удары вызывают наклеп
витков пружины и способствуют ее разрушению. Отрыв от пластины и
последующий удар являются причиной разрушения колпачков. Разруше-
ния устраняются или происходят значительно реже при замене стальных
колпачков толкателями из капрона.

Удары, усиливающиеся с увеличением частоты вращения и ростом
скорости движения пластины, вместе с увеличением числа циклов являются
причиной пониженного срока службы клапанных пластин у многооборот-
ных компрессоров.

Выше было отмечено, что при слабой пружине удары пластины об
ограничитель подъема сильнее, но сила их особенно велика, если пластина
со слабой пружиной находится среди других с сильными пружинами.
Такая пластина открывается первой и закрывается последней, и ее движе-
ние ускорено при открытии, а еще более при закрытии, протекающем
с запаздыванием. Диаграммы движения двух пластин, записанные одно-
временно и показанные на рис. VI 1.90, относятся к упомянутому выше
опыту, где одна из пластин полосового клапана была заменена двумя,
половинной толщины. На диаграммах, снятых при умеренных (а) и высо-
ких (б) оборотах, одна из кривых представляет собой движение одиночной
пластины, а другая — совместное движение двух более тонких, общее
усилие которых в четыре раза меньше усилия одиночной пластины, но
массы их равны. Сопоставление диаграмм показывает резкое различие
кривых движения. У сдвоенных тонких пластин наблюдаются повышен-
ные скорости посадки на седло особенно в случае запаздывания при
высоких оборотах.

При кольцевой или местных пружинах, оказывающих неравномерное
давление на пластину клапана, пластина движется с перекосом и воспри-
нимает удары о кромку, уменьшающие срок ее службы. Такого же рода
390
движение с перекосом возникает вследствие трения пластины о направляю-
щие при расположении клапана в вертикальной или наклонной плоско-
стях.

Волновые явления в трубопроводах изменяют закономерность течения
газа через клапаны и в ряде случаев являются причиной преждевремен-
ного разрушения пластин. Если закрытие всасывающего клапана про-
исходит при спаде давления во всасывающем трубопроводе, а нагнета-
тельного — при нарастании в нагнетательном трубопроводе, то увели-
чивается скорость снижения давления потока газа на пластину, и закры-

ВМ7



ВМТ

Рис. VI 1.90. Движение одиночной пластины (густая штриховка) и двух пластин половинной
толщины (редкая штриховка): а — при п — 8,75 сек-1', б — при п = 24,4 сек-1

тие клапана происходит при повышенной скорости пластины, соответ-
ствующей значительно более высоким оборотам. На работе всасывающих
•клапанов волновые явления отражаются сильнее, чем на работе нагне-
тательных, потому что объем цилиндра к концу всасывания больше, чем
к концу нагнетания, вследствие чего колебание внешнего давления силь-
нее отражается на скорости газа, протекающего через клапан.

Для повышения долговечности клапанов в условиях волновых явле-
ний в трубопроводе целесообразно увеличение усилия пружин сверх
расчетного. Но лучше принять меры к ослаблению пульсации давления.

Свободные колебания клапанных пластин в стадии закрывания кла-
пана, показанные на рис. VI 1.88, бив, могут значительно увеличить
скорость пластины при ударах о седло и ускорить разрушение пластины.
Эти колебания, протекающие с частотой, равной собственной частоте
колебаний клапанных пластин, возбуждают и в столбе газа колебания
той же частоты, усиливаемые потоком газа.

Гашения колебаний, возникающих в такого рода автоколебательном
процессе, достигают устройством камер всасывания или нагнетания,
длина которых составляет , -—• или -j- длины волны в столбе газ
при колебании пластин с собственной частотой.

Для выяснения условий работы клапанов и устранения поломок пла-
стин рекомендуется записывать движение пластин клапанов и производить
индицирование трубопроводов у клапанных коробок. Следует учитывать,
что диаграммы движения и давления, стабильные при постоянном режиме
работы компрессора, сильно изменяются не только с частотой вращения, но
и с давлением и температурой газа.

3.	ПОРШНИ

Рис. VII.91. Тронковый
поршень и маслосъем-
ное кольцо

В конструкциях поршневых компрессоров применяют поршни трон-
ковые, дисковые и дифференциальные.

Т р он ков ые поршни (рис. VII.91), применяемые в бескрейц-
копфных компрессорах, соединяются непосредственно с шатуном по-
средством поршневого пальца. При работе компрессора нормальная
составляющая силы, действующей по шатуну, прижимает поршень к по-
верхности цилиндра, причем максимальное значение нормальной состав-
ляющей Nmax соответствует началу нагнетания,
а при малых отношениях давлений — положению,
в котором шатун перпендикулярен кривошипу. Рас-
четное удельное давление на боковую поверхность
поршня

=	(VI 1.95)

где D —диаметр поршня; Н' — высота поршня за
вычетом суммарной высоты колец. Можно допускать

£гаах <0,15 -г- 0,35 Мн/м\

принимая большие значения для быстроходных ком-
прессоров.

Полную высоту поршня Н выбирают в пределах

Н = (0,8	1,5)0,

причем верхний относится к поршням II ступени.

Поршень, показанный на рис. VII.91, применим только для / и II
ступеней компрессора. Для ступеней более высокого давления внут-
ренние размеры простого тронкового поршня были бы недостаточны
для размещения головки шатуна, а удельные давления на его боковую
поверхность оказались бы недопустимо велики. Поэтому для этих сту-
пеней применяют ступенчатые поршни, расширенная часть которых в од-
них конструкциях выполняет функцию крейцкопфа (рис. VI 1.2), а в дру-
гих, кроме того, служит поршнем I или II ступени. Для равномерности
износа поршня ось пальца следует располагать так, чтобы ее проекция
проходила через центр тяжести опорной поверхности. Положение центра
тяжести определяется за вычетом поршневых колец.

Под влиянием силы, действующей по шатуну, происходит местный
выгиб и выпучивание стенки поршня у бобышек под поршневой палец.
Для предотвращения возможных надиров на боковой поверхности поршня
бобышки снабжают ребрами жесткости, а боковую поверхность поршня
в районе бобышек несколько занижают (рис. VI 1.91).
Поршни быстроходных компрессоров должны быть предельно легкими.
Их выполняют алюминиевыми (сплав) или чугунными, облегченной кон-
струкции (рис. VI 1.92) с вырезами на боковой поверхности, которые сни-
жают массу поршня и уменьшают работу трения.

Тронковые поршни I и II ступеней обычно выполняют с тремя или
четырьмя кольцами, одно или два из которых, обращенные к полости
сжатия, являются уплотняющими, а следующие два — маслосъемными.

Рис. VI 1.92. Тронковый поршень облегченного типа

Назначение последних — удалять с поверхности цилиндра излишки
масла, попадающего в избытке из картера при смазке разбрызгиванием.
Если маслосъемных колец нет, то излишнее масло при движении поршня

к валу снимается со стенок цилиндра уплотняющим кольцом и прони-
кает в кольцевой зазор между поршневым кольцом и телом поршня
(рис. VI 1.93, а). Вследствие перемены направления ускорения поршня

сила инерции перекладывает кольцо в пре-
делах зазора в канавке и масло вытес-
няется из зазора под кольцом, причем час-
тично в сторону полости сжатия (рис.
VI 1.93, б). К такому насосному действию
поршневых колец добавляется намазыва-
ние масляной пленки внешней поверхно-
стью колец. В результате масло попадает
в полость цилиндра в количестве, во много
раз превышающем нужное для смазки.

Избыточное поступление масла в ци-
линдр вызывает излишний его расход,
образование нагара на клапанах и в тру-
бопроводах и отложение продуктов разло-

Рис. VI 1.93. Насосное действие

жения масла в ресивере, что в случае воз- уплотняющих поршневых колец
душных компрессоров является основной

причиной взрывов. Кроме того, оно усиливает прилипание клапанных
пластин, что приводит к частым их поломкам. Все это вызывает необ-
ходимость устанавливать на поршне по крайней мере два маслосъемных
кольца.

Иногда одно маслосъемное кольцо располагают непосредственно после
уплотняющих колец, а другое ниже пальца, в самом низу поршня
(рис. VII.91), но лучше устанавливать оба маслосъемных кольца выше
поршневого пальца. Этим достигается лучшая смазка7 опорной поверх-
ности поршня и, что существеннее, получается более полный съем избытка
масла, так как кольца заходят на обильно смазанную поверхность ци-
линдра только во второй половине хода, когда силой инерции и давлением
газа они прижаты к нижней кромке своих канавок. У облегченных пор-
шней с вырезами на боковой поверхности установка маслосъемного кольца
ниже выреза не достигает цели. Перед маслосъемными кольцами на поршне
делают кольцевые проточки с несколькими радиальными отверстиями
по окружности для стока масла внутрь поршня. Такие же отверстия
делают в канавке нижнего маслосъемного кольца (рис. VII. 92).

В качестве материала для отливки тронковых поршней применяют
чугун СЧ24—44 или СЧ28—48 и специальные алюминиевые сплавы,
преимущественно кремнеалюминиевые различных составов [13]. Алюми-
ниевые поршни отличаются меньшим весом и коэффициентом трения, но
уступают чугуну по износостойкости. Все поршни подвергают старению.

Днище поршня рассчитывают как сплошную круглую плиту, защем-
ленную по периметру. Условное расчетное напряжение изгиба ама (Мн/м2),
возникающее по контуру заделки, равно

*•2

<т„3 = 0,68Л-^-,	(VI 1.96)

где — максимальное избыточное давление в цилиндре, Мн/м2, г —
радиус заделки днища поршня, м\ s — толщина днища, м.

Напряжение, подсчитанное по этой формуле, не должно превышать:
для чугуна: при днище без ребер 30,0—35,0 МяЛи2; при днище с реб-
рами 100,0 Мн/м2-,

для алюминиевого сплава: при днище без ребер 15,0 Мн/м2-, при днище
с ребрами 50,0 Мн/м2.

Диаметральный зазор 6 (мм) между чугунным поршнем и цилиндром
в холодном состоянии может быть взят округленно

6 = (0,8ч- 1,2)-^-,	(VII.97)

при более точном учете ожидаемого температурного расширения поршня
S=aA/D + 6ft,	(VI 1.98)

где а = 11-10’6— коэффициент линейного расширения для чугуна,
град"1-, At — разность между температурами поршня и цилиндра,
которую приближенно можно считать равной полуразности температур
нагнетаемого и всасываемого газов, град; D — диаметр цилиндра, мм;
б0 — зазор посадки движения по 2-му классу точности, мм.

Для поршней прямоточных компрессоров и компрессоров с воздушным
охлаждением зазор на температурное расширение может быть уменьшен
на 30%. Для алюминиевых поршней требуется зазор удвоенной величины.

Зазор не должен быть больше минимально необходимого — его умень-
шение является одним из наиболее радикальных средств снижения уноса
масла.

Класс чистоты внешней поверхности тронкового поршня — не
ниже V8. Рекомендуется гальваническое лужение чугунных поршней
с толщиной слоя покрытия 0,03—0,05 мм. Для лучшей приработки алю-
миниевых поршней производят их графитирование.

Размеры поршневого пальца определяют, исходя из допускаемого
удельного давления &тах (н/м2) на проекцию рабочей поверхности пальца
от наибольшей поршневой силы Ршах (н)

(VI 1.99)

где d — диаметр пальца, м\ I — длина шатунного подшипника, выби-
раемая в пределах I = (1,14-1,4) d, м.
Величину #max следует допускать различной. У малооборотных ком-
прессоров, если разультирующая поршневой силы и силы инерции поршня
при всех его положениях направлена к валу, зазоры у пальца всегда
выбираются в одну сторону. В этом случае, встречающемся главным
образом у поршней // ступени или у дифференциальных одинарного дей-
ствия, величину &1пах следует выбирать пониженной, не превышающей

&тах = 12,0-7- 15,0 Мн/м2.

У компрессоров многооборотных или с дифференциальным поршнем
двойного действия вследствие изменения знака результирующей силы
зазоры у поршневого пальца попеременно переходят с одной стороны
на другую. Это обстоятельство значительно улучшает условия смазки,
в связи с чем в этих случаях можно допустить

^шах ~ 25,0 -н 40,0 Мн/м2.

Палец выполняют полым с внутренним диаметром
d0 = (0,6 н-0,7)d.

Сечение пальца проверяют на изгиб как балку со свободно опертыми
концами и с равномерно распределенной нагрузкой по длине шатунного
подшипника. Допускают напряжение до 90,0 Мн/м2, для углеродистой
стали и до 150,0 Мн/м2 для легированной стали. Напряжение на срез
не должно превышать 50,0 Мн/м2.

Палец изготовляют из сталей 45 и 40Х с последующей обработкой
токами высокой частоты для получения поверхностной твердости HRC 50—
58. или из сталей 20, 15Х и 15ХМА с двухсторонней цементацией на глу-
бину слоя в пределах 0,5—1,5 мм (для готового изделия) и закалкой на
твердость HRC 56—62. С целью повышения износостойкости класс чистоты
внешней поверхности пальца — не ниже V9. Полировка поверхности
отверстия пальца для удаления рисок от шлифования увеличивает его
усталостную прочность в два раза. Посадка пальца в поршне — скользя-
щая по 2-му классу. Самые лучшие результаты дает селективная сборка
с соблюдением зазора в пределах 3—10 мкм, что потребовало бы при
обычной сборке обработки по 1-му классу точности.

Наиболее -целесообразно устройство пальца «плавающим», т. е. не
закрепленным в бобышках поршня и имеющим возможность в них прово-
рачиваться. Плавающий палец фиксируют пружинящими кольцами, уста-
новленными по его концам в проточках внутри бобышек (рис. VI 1.92).

В случае плавающего пальца удельные давления в бобышках должны
быть на 10—30% ниже удельных давлений в подшипнике шатуна. При
алюминиевых поршнях в бобышки иногда запрессовывают втулки из
фосфористой бронзы БрОФЮ—1. Некоторые заводы снабжают бобышки
чугунного поршня бронзовыми втулками в тех случаях, когда в них
проворачивается палец, жестко закрепляемый в шатуне. При таком
выполнении возможно осуществить обильную смазку, которая подводится
к бобышкам по сверлениям от маслосъемных колец.

В двухступенчатых компрессорах с дифференциальным поршнем двой-
ного действия концы пальца выходят в полость II ступени, поэтому
в бобышках поршня устанавливают заглушки для уменьшения мертвого
пространства и во избежание утечек газа из // ступени через зазор между
поршнем и пальцем.

Дисковые поршни применяют в компрессорах крейцкопф-
ного типа. Литые чугунные поршни делают обычно полыми и днища свя-
зывают между собой ребрами (рис. VI 1.94). Количество ребер в чугунных
поршнях от 3 до 8 в зависимости от размеров поршня. Ребра не доводят
до цилиндрической стенки поршня и его ступицы, избегая этим литейных
напряжений и усадочных раковин, а также неправильной деформации
поршня при нагреве в работе. Для удаления формовочной земли в одном
из днищ поршня предусматривают отверстия, по одному между каждой
парой ребер, которые заглушают пробками, завернутыми на сурике.

Рис. VI 1.94. Дисковый поршень с несущей поверхностью

Для предохранения от самоотвинчивания пробки следует раскернить.
Для цилиндров с коническими крышками применяют конические поршни
(рис. VI 1.4). Жесткость конических стенок позволяет значительно умень-

Рис. VI 1.95. Поршень с крепле-
нием к штоку посредством винтов

VI 1.5. Ступицы выполняют
облегчения) сваренными из

шить их толщину и соответственно снизить
массу поршня.

Поршень, показанный на рис. VI 1.95, от-
личается тем, что его крепление к штоку
производится посредством шпилек и наклад-
ного диска. При таком выполнении закреп-
ление поршня более надежно и требует мень-
ших усилий.

В новых компрессорах чугунные поршни
применяют главным образом для второй или
следующих ступеней компрессора, если уве-
личение массы поршня нужно, чтобы урав-
новесить силы инерции. Отливают их из чу-
гуна СЧ21—40 с твердостью //В 170—229.

Дисковые поршни ступеней низкого дав-
ления чаще всего выполняют сварными из
стали или отливают из алюминиевых спла-
вов. Масса тех и других составляет пример-
но 0,6 массы чугунных поршней. Число ребер
у них для повышения жесткости выбирают
увеличенным. Ребра стального поршня при-
варивают к торцевым стенкам и к ступице
(рис. VI 1.96) Кроме того, весьма целесооб-
разно приваривать ребра к утолщенной части
обода (рис. VI 1.97). Сварной стальной пор-
шень конической формы показан на рис.
либо в виде сплошной поковки, либо (для
частей. Сварные поршни перед механической

обработкой подвергают отжигу.

В алюминиевом поршне все ребра прилиты к ступице и через одно —
к ободу (рис. VI 1.98), что необходимо по условиям прочности.
Рис. VI1.96. Сварной дисковый поршень с несущей поверхностью между кольцами

Рис. VI 1.97. Сварной дисковый поршень с несущей поверх-
ностью по бокам колец
Поршни большого диаметра для горизонтальных компрессоров снаб-
жают специальной несущей поверхностью (рис. VII.94). Для возможно-
сти теплового расширения поршня несущую поверхность ограничивают
углом 90 или 120°, обрабатывая этот участок поршня по размеру цилиндра
и предусматривая на остальной части радиальный зазор 6r = 0,00151).
На дуге 10—12° с каждой стороны несущую поверхность слегка пони-
жают, предохраняя этим поршень от заклинивания при нагреве. Для
создания масляного клина передний и задний концы несущей поверхности
скашивают под углом 1 —1,5° на ширине 15—20 мм и скругляют кромки
небольшим радиусом. Несущую поверхность поршня располагают между

кольцами (рис. VII.96) или по обе стороны от них (рис. VII.97). В послед-
нем случае цилиндр получается более коротким, однако вследствие сбега
несущей поверхности поршня с зеркала цилиндра при неточной сборке
компрессора (наклон оси штока) возможны стуки.

Поршни диаметром более 1000 мм часто выполняют подвешенными
на штоке. Это уменьшает износ и устраняет одностороннюю выработку
поверхности цилиндра под влиянием веса поршня. При меньших диа-
метрах поршня ограничиваются заливкой рабочей поверхности баббитом
Б-16 или кальциевым баббитом. Иногда применяют заливку и для порш-
ней большего диаметра, избегая таким путем устройства сквозного штока
с лишним сальником и концевым ползуном. Заливка у чугунных поршней
облегчает приработку, снижает износ и восстановление изношенной по-
верхности, а у стальных, кроме того, предотвращает надиры. Для удоб-
ства механической обработки у поршней небольшого размера баббитовую
заливку выполняют по окружности. Поворачивая такие поршни, удлиняют
срок службы заливки.

Удельное давление k (н/м2) на несущую поверхность скользящего ’
поршня в горизонтально расположенном цилиндре равно

* =	(VI 1.100)
где G — суммарный вес поршня и половины штока; н\ b — ширина про-
екции несущей поверхности, м\ Н' — длина несущей поверхности за
вычетом поршневых колец, м.

Во избежание значительного износа несущей поверхности рекомен-
дуется ограничивать k значением 50 кн!м2, увеличивая при необходимости
длину поршня или снижая, если это возможно, его вес. При баббитовой
заливке можно повысить удельное давление до k = 100 кн/м2.

Условное расчетное напряжение изгиба в плоских стенках дискового
поршня определяют по формуле (VI 1.96), подставляя в качестве г радиус
эквивалентного круга, площадь которого равна площади сектора между
смежными ребрами. Величина напряжения должна быть не выше: для
алюминиевого сплава 15 Мн/м2,. чугуна 35 Мн/м2 и стали 100 Mhim2.

Рис. VI 1.99. Открытый дифференциальный поршень в блоке
цилиндров с уравнительной полостью

Дисковые полые поршни подвергают гидравлическому испытанию
внутренним давлением, равным пробному давлению для рабочей полости
цилиндра.

Дифференциальные поршни низкого и среднего давле-
ния выполняют из чугуна, а для уменьшени/Я массы — из тонкостенного
стального литья или сварными. У компрессоров с уравнительной полостью
их устраивают открытыми в уравнительную полость, чем также дости-
гают уменьшения массы (рис. VII.99). Для горизонтальных компрессоров
их делают скользящими (рис. VII. 100), преимущественно с заливкой белым
металлом по одной или двум опорным поверхностям, причем при удельных
давлениях от 100 до 200 кн/м2 с заливкой баббитом Б-83.

Конструкция дифференциальных поршней, включающих в себя пор-
шень высокого давления, должна допускать его самоустановку по оси
цилиндра. С этой целью поршни низкого и высокого давления соединяют
посредством шарового шарнира, который допускает радиальное смещение.
При износе несущей поверхности поршень низкого давления беспрепят-
ственно опускается, не повисая на поршне высокого давления. Во избе-
жание надиров при возможном перекосе диаметр поршня ступени высо-
кого давления на участке от шарнира до головки, где расположены пор-
шневые кольца, уменьшают на 0,8—1,5 мм,

Самоустановка поршня высокого давления может быть также осуще-
ствлена набором шайб (рис. VII. 100). Шайбы /,2 с одной стороны и 5,
6 — с другой соприкасаются по сферическим поверхностям, имеющим
общий центр. Детали 2—3 и 3—5 соприкасаются по плоскости, а между
деталью 3 и стержнем 4 предусмотрен радиальный зазор. Такое соединение
Поршень Ни ^ступеней

Поршень и ступени

Рис. VII. 100. Дифференциальный поршень ряда высокого давления шестиступенчатого компрессора (рис. XI.6)
и конструкция головки поршня VI ступени
допускает как угловые смещения поршня высокого давления, так и ра-
диальные, происходящие в параллельных плоскостях X и Y. Для лучшего
направления поршня и увеличения срока службы колец рекомендуется
предусматривать две кольцевые заливки баббитом на концах головки
поршня.

Поршневые силы, действующие на поршень высокого давления, всегда
направлены в одну и ту же сторону и вызывают значительное трение
в его торцевой опоре, что затрудняет радиальную самоустановку. С этой
точки зрения наиболее целесообразны двухшарнирные сочленения, где
радиальные смещения могут быть достигнуты без значительного усилия
(рис. VII. 101) путем двухкратного излома оси в шаровых шарнирах.

Если в сочленениях поршней контактные поверхности составляют
малый сферический угол, возможно радиальное смещение сопрягаемых

Рис. VII. 101. Варианты двухшарнирных поршней

деталей. Тогда вместо кругового касания по сфере происходит эксцентрич-
ный контакт в одной точке на кромке сферической поверхности и кон-
струкция оказывается неработоспособной. В поршне рис. VII. 102, а
оппозитного компрессора, поставленного в Советский Союз одной из за-
рубежных фирм, стержень поршня с шаровым наконечником под влия-
нием веса опускается на величину радиального зазора, и это вызывает
эксцентричное приложение поршневой силы (рис. 102, б). Так как само-
торможение удерживает наконечник в смещенном положении, то под
действием опрокидывающего момента возникают противодействующие
реакции N = P — , приложенные к порЩню в точках, расположенных
по диагонали. Вследствие необычайно сильного износа в зонах их при-
ложения конструкцию поршня пришлось изменить.

На ступенях высокого давления часто применяют поршневые кольца
с увеличенным отношением (радиальной толщины кольца s к его
внешнему диаметру D), чем повышают упругую силу колец и их удельное
давление на поверхность цилиндра. Такие кольца не могут быть надеты
обычным образом, так как при этом в них возникли бы недопустимые
напряжения. Для возможности их установки поршень выполняют набор-
ным с дистанционными кольцами (рис. VII. 103, варианты I и //).

При исследовании компрессоров высокого давления на Березников-
ском азотнотуковом заводе 1 оказалось, что при наборных поршнях утечки
газа больше. Поршень VI ступени диаметром 115 мм с дистанционными

1 Работа проводилась бригадой НИИхиммаша под руководством автора.
Рис. VII. 102. Двухшарнирное соединение с контактом по малому сферическому углу (а)
и схема действия сил при смещении сферических элементов (б)

Рис. VII. 103. Поршень
с наборными кольцами

Рис. VII. 104. Выполнения наборного поршня
с уплотнением: а — по способу некомпенсиро-
ванных площадей; б — посредством угловой про-
кладки П в головке поршня
кольцами по варианту II воспринимал перепад давлений в 30,0 Мн/м2.
Было выяснено, что газ, помимо утечки через неплотности поршневых
колец, проникает в радиальный зазор между дистанционными кольцами
и стержнем поршня и, протекая вдоль стержня в обход поршневых колец,
выходит в полость низкого давления. О значительных утечках газа сви-
детельствовали эрозионные линии на поверхности поршневого стержня,
а частые разрывы чугунных дистанционных колец, расположенных у конца
поршня со стороны крейцкопфа, указывали на наличие давления, распи-
рающего эти кольца. После замены наборного поршня цельным обычной
конструкции потери газа сократились в 2,5 раза, а средний срок службы
колец увеличился.

Рис. VII. 105. Поршень с лабиринтным уплотнением на 40,0 Мн/м2,

Конструкция поршня с наборными кольцами приемлема только при
условии плотного прилегания торцевых плоскостей дистанционных колец
(проба наливом керосина внутрь стопки колец, уложенных друг на друга).
Глухая гайка головки поршня (рис. VII. 103), как правило, не обеспечи-
вает уплотнения торцевых зазоров и затяга дистанционных колец. Газ про-
никает внутрь гайки при нагнетании и, оказывая давление на ее дно,
оттягивает гайку, когда в цилиндре происходит всасывание.

В поршне наборной конструкции дистанционные кольца могут быть
уплотнены давлением таза по принципу некомпенсированных площадей.
Для этого контактные кольца должны служить опорой для головки поршня
и воспринимать действующую на нее силу. Уплотнение по такому прин-
ципу осуществлено в поршне высокого давления (на 22 УИяЛи2), показан-
ном на рис. VII. 104, а. Достаточного уплотнения достигают также по-
средством угловой прокладки /7, устанавливаемой в головке наборного
поршня (рис. VII. 104, б). Цилиндр сверхвысокого давления (на 220 Мн/м2)
с этим порщнем показан на рис. VII. 19.

В конструкции поршня на 40,0 Мн/м2, предложенной А. П. Алехиным
и представленной на рис. VII. 105, поршневые кольца отсутствуют.
Уплотнение достигается устройством лабиринта в виде ряда кольцевых про-
точек. Замена поршня с поршневыми кольцами, которые быстро выходили
из строя, лабиринтным вызвала снижение производительности при испыта-
ниях на воздухе только на 3%. Существенно, что при эксцентричном поло-
жении поршня в цилиндре давление газа вокруг поршня меньше с той
стороны, где щель шире, и вследствие разности радиальных давлений
поршень самоцентрируется по цилиндру, что уменьшает износ и утечки.
Лабиринтная часть поршня изготовлена из куниаля АМНА 13—Зпо ГОСТу
492—52. Для возможности самоустановки поршня применено двухшар-
нирное шаровое сочленение. Сопряженные поверхности шаровых сочле-
нений пригоняются друг по другу с минимальным зазором и при оконча-
тельной сборке смазываются графитом.

4.	ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА

Назначение поршневых колец — препятствовать утечке газа из поло-
сти сжатия. Уплотняющий эффект колец основан на плотном прилегании
их к зеркалу цилиндра и к стенкам канавок поршня и на лабиринтном
действии набора колец. Поршневые кольца являются наиболее ответ-
ственной деталью поршня. Дефекты в работе поршневых колец отражаются
на производительности, мощности и надежности работы компрессора.

Поршневое кольцо выполняется с прорезью (замком) и в свободном
состоянии имеет размер больше диаметра цилиндра. Поэтому, находясь

в цилиндре, кольцо оказывает давление на
его стенки в силу естественной упругости
материала. В канавку поршня кольцо
посажено с зазором. При работе компрес-
сора под действием разности давлений пе-
ред кольцом и позади него зазор выбирается
и кольцо оказывается прижатым к боковой

Рис. VII.106. Действие давления поверхности канавки со стороны меньшего
газа на поршневое кольцо давления. Давление, действующее на
внутреннюю поверхность кольца, прибли-
зительно равно давлению перед кольцом. Оно превышает среднее давление,

действующее на внешнюю поверхность кольца, и создает дополнительное
усилие, прижимающее кольцо к зеркалу цилиндра (рис. VII. 106).

При хорошо изготовленных кольцах основные утечки от неплотности
происходят через зазор в замке кольца. Напротив, при недостаточно точ-
ной форме колец основные утечки возникают между кольцом и цилиндром
или между кольцом и поршневой канавкой вследствие большого периметра
уплотнения. Масло, вводимое в цилиндр для смазки, образует пленку,

намного повышающую плотность колец.

Исследования работы колец, произведенные Эвайсом в условиях,
близких к работе компрессора, показали, что первые1 кольца восприни-
мают основной перепад давлений, причем с увеличением частоты вращения
он возрастает. Последние кольца воспринимают малый перепад давлений,
снижающийся с увеличением частоты вращения (рис. VII. 107). Несколько
иначе получается лишь в ступенях одинарного действия с давлением вса-
сывания, существенно большим, чем по другую сторону поршня. У них
значительный перепад давлений наблюдается на первых кольцах, затем
снижается и снова возрастает на последних.

Обращает на себя внимание показанное на рис. VII. 108 быстрое сни-
жение величины утечки с повышением частоты вращения (скорости
поршня). Аналогичные результаты получены автором при упомянутых
выше исследованиях компрессоров на Березниковском азотнотуковом
заводе. Замеры утечек газа через поршневые кольца в ступенях высокого
давления показали, что с увеличением частоты вращения утечки газа
уменьшаются не только относительно, но и по абсолютной величине.

Рис. VI 1.107. Диаграммы изменения давления перед поршневыми кольцами
(по Эвайсу) при 2 и 6 кольцах: а — при п — 3,33 сек-1 (200 мин-1); б — при
п = 6,66 сек-1 (400 мин-1)

Объясняется это тем, что при повышении скорости поршня масляная пленка
полнее уплотняет зазоры, чему способствует также более обильное посту-

пление смазки.

Кривые рис. VII. 108 показывают, что при п — \3Qmuh~1 для снижения
утечек на одну четверть необходимо увеличить число колец с 2 до 5, но

при п = 450 мин"1 для такого же относи-
тельного снижения утечек достаточно до-
бавить всего лишь одно третье кольцо.
Из этого следует, что у многооборотных
компрессоров низкого давления (до 1,0—
1,2 Мн/м2) едва ли следует ставить боль-
ше двух или трех уплотняющих колец.
Прр трех, четырех и пяти кольцах утечки
почти одинаковы, работа же трения при
лишних кольцах увеличивается.

Число поршневых колец рекомендуется
выбирать в следующей зависимости от
воспринимаемой поршнем разности давле-
ний Др (Мн/м2):

Др	2 Др 2 Др	2

До 0,4	2	1,6—2,5	4—5	10—16	8—10

0,4—0,63	2—3	2,5—4,0	5—6	16—25	10—12

0,63—1,0	3	4,0—6,3	6—7	25—40	12—15

Рис. VII. 108. График зависимости
утечек газа от числа оборотов (ско-
рости поршня) для различного чис-

ла поршневых колец

1,0—1,6 3—4 6,3—10 7—8

Выбор числа колец следует производить, принимая большее для ком-
прессоров с меньшей частотой вращения.

Применяют также поршни с двумя поршневыми кольцами в каждой
канавке. При этом износ колец несколько меньше и более равномерен,
а утечки газа ниже.
Кольца, применяемые в компрессорах, имеют замки: прямой, косой,
выполненный с прорезью под 45 или 60° к плоскости кольца, или вна-
хлестку (рис. VII. 109, а). Замок внахлестку не устраняет утечек полно-
стью, так как газ через торцевой зазор в замке проникает под кольцо и,
обойдя участок, где концы кольца перекрывают друг друга, уходит через
второй торцевой зазор за кольцо. Исследования, проводившиеся над дви-
гателями, показали, что утечки при замке внахлестку всего лишь на 5%
меньше, чем при прямом или косом замке.

Рис. VII. 109. Конструкция поршне-
вых колец: а — формы замка;
б ив — уплотняющие кольца;
г — маслосъемные кольца

В нормали на поршневые кольца компрессоров, разработанной НИИ-
химмашем 171 ], кольца всех диаметров предусмотрены с косым замком
под 45°. Устройство колец с замком внахлестку, более дорогих в изготов-
лении, не рекомендуется.

Из показанных на рис. VII. 109, б вариант кольца / является простей-
шим и наиболее распространенным для уплотняющих колец. У кромок
колец большого диаметра рекомендуются фаски размером до 1 мм под
углом 45°. У колец малого и среднего диаметров вместо фасок предусма-
тривают плавные скругления радиусом от 0,1 до 0,3 мм в зависимости от
диаметра кольца. Наличие скругления способствует образованию масля-
ной пленки и уменьшает износ не только кольца, но и втулки цилиндра.

Срок службы колец в большой мере зависит от плотности в начальной
стадии приработки. Прорыв газа высокого давления в зазор между коль-
цом и зеркалом цилиндра вызывает автоколебания и способствует разруше-
нию кольца. Для улучшения приработки применяют кольца по вариан-
там II и III с одним или двумя закатанными поясками из бронзы, высту-
пающими на 0,05—0,10 мм.

Для повышенных перепадов давлений рекомендуются двойные и трой-
ные поршневые кольца (вариант IV—VI), устанавливаемые на поршне
со смещением замков. Выполнение по вариантам V и VI исключает
406
сквозные щели как в осевом, так и в радиальном направлениях. Поршень
этиленового компрессора сверхвысокого давления (рис. VII. 104, б), вос-
принимающий перепад в 220 Мн/м2, уплотняется пятью комплектами
тройных колец по варианту VI с бронзовыми поясками на внешних
кольцах и прямым замком.

Уплотняющие кольца по рис. VII. 109, в рекомендуются для тронковых
поршней. Наличие скоса, обращенного к рабочей полости цилиндра,
несколько разгружает кольцо от радиального давления газа и способ-
ствует сбросу в картер излишнего масла. Нижняя кромка кольца выпол-
нена без скругления.

Профили маслосъемных колец даны на рис. VII. 109, г. При движении
поршня к валу острая нижняя кромка колец снимает масло со стенки
цилиндра. Кольца, ослабленные пазами для отвода масла, имеют несколько
большую высоту, чем уплотняющие.

Удельное давление кольца рк на зеркало цилиндра должно быть
в пределах:

Для уплотняющих колец цилиндров низкого и среднего
давлений.......................................... 30—100 кн/м2.

Для уплотняющих колец цилиндров высокого давления . . 100—350	»

» маслосъемных колец............................. 30—50	»

Для уплотняющих колец со скосом на рабочей поверхности и для
маслосъемных величина удельного давления рассчитывается на всю ширину
кольца.

Согласно теории поршневого кольца [15], удельное давление кольца рк
(Мн/м2) на стенку цилиндра равно

где А — величина замка по среднему диаметру свободного кольца (за выче-
том теплового зазора), м; Е = 0,10* 106-*-0,13* 106 — модуль упругости
для чугуна, Мн/м2\ гн = ~---наружный радиус поршня, м\ D — диа-

D —s
метр цилиндра, м\ s — радиальная толщина кольца, м\ гт = —$---

средний радиус кольца в цилиндре, м.

Напряжение изгиба в'из (Мн/м2), возникающее во внешних волокнах
в рабочем состоянии кольца, находится в зависимости от величины рк

<4 = 12рк(^-)2 = 3рк(4— l)2.	(VII.102)

Напряжение изгиба в"из (Мн/м2), возникающее при надевании кольца,
определяется по формуле

’-’руО-йй)'	(VI1J03)

Напряжение в рабочем состоянии возрастает с увеличением радиальной
толщины кольца s и раскрытия замка А, которые находятся в пределах

Для наборных поршней толщина колец, выраженная в долях диаметра,
примерно вдвое больше, но размеры замков относительно меньше.

Для небольших колец допускают высокие напряжения, приблизи-
тельно одинаковые в рабочем состоянии и при надевании. По нормали
НИИхиммаша на поршневые кольца' компрессоров при D = 50-ь 300 мм
напряжения а'из —	= 250,0-ь 160,0 Мн/м2. Для колец большего диа-

метра напряжение в рабочем состоянии выше, чем при надеваний, причем
дляО *= 400-ь 1500 мм <з'из = 160-ь-140 Мн/м2, м"из = 100,0-^-80,0 Мн/м2.

Высота кольца h не сказывается на величине напряжений, но работа
трения с высотой кольца возрастает. Для колец компрессоров при диаме-
трах 80—1500 мм принимают соответственно = 1 -ь0,6. Уплотняющие
свойства колец также практически не зависят от высоты кольца, однако
с ее увеличением увеличивается сила упругости кольца и легче преодоле-
вается трение между его торцом и стенкой канавки в поршне. Если сила
трения велика, то деформация кольца происходит неплавно и сопрово-
ждается ударами о зеркало цилиндра. Это обстоятельство оказывает суще-
ственное влияние на прочность кольца. Опыт показал, что при уплотняе-
мом перепаде давлений, превышающем 10,0—15,0 Мн/м2, высоту колец
следует увеличивать в 1,5 раза против рекомендуемой для ступеней низкого
давления. Положительные результаты должно также дать применение
экспандеров — пружинящих расширителей в виде волнистого стального
кольца, устанавливаемого внутрь поршневого.

Тепловой зазор а (мм) в замке кольца, установленного в цилиндр,
выбирается равным

а = na(tK — t4)D,	(VII. 104)

где а =11*10“6— коэффициент линейного расширения чугуна,
град''1; tK — рабочая температура кольца, °C; t4 — температура холод-
ного цилиндра, °C.

Приняв с запасом tK— t4 = 115° С, получим выражение для теплового
зазора

а = 0,0040.

Обработку рабочей поверхности колец ограничивают проточкой чисто-
вым резцом на малой подаче, но торцевые плоскости шлифуют, а у колец
малых размеров сверх того — притирают.

Для достижения плотности следует также у поршня шлифовать стенки
канавок под поршневые кольца. Особо тщательной должна быть обра-
ботка колец и канавок поршня у компрессоров для водорода, гелия
и других легких газов. Кольцо должно входить в канавку свободно,
но без большого зазора, что обеспечивают допуском на ширину
канавки и высоту кольца.

При сборке поршневые кольца устанавливают замками в разбивку,
однако при работе компрессора под действием тангенциальной силы струи
газа они проворачиваются и замки располагаются в одну линию. Во избе-
жание этого применяют кольца, изготовленные с левым и правым накло-
ном прорези, и располагают их поочередно. Проворачивание колец само
по себе полезно, так как оно препятствует их пригоранию, поэтому фикси-
ровать положение замков не рекомендуется. Но в случае скользящих
поршней большого диаметра для уменьшения протечек газа через кольца
замки фиксируют в пределах несущей поверхности, где поршень плотно
прилегает к цилиндру. Фиксирующие штифты ввинчены в тело поршня
и проходят через замок кольца. Для предохранения от вывинчивания
штифты раскернивают или выполняют с продольным распилом и концы
разводят в замке кольца.

Долговечность поршневых колец зависит в большой мере от их мате-
риала. Для изготовления колец применяют высококачественный перлит-
408
ный чугун того же химического состава, механических свойств и микро-
структуры, что и чугун для втулок (стр. 328), с твердостью НВ 190—241.
Для уменьшения износа материал колец и втулок должен обладать оди-
наковой, причем повышенной, твердостью, однако для колец допускают
также твердость, превышающую на 10—20 единиц по Бринеллю твердость
втулок.

Первые поршневые кольца на ступенях высокого давления, испыты-
вающие большую радиальную и осевую нагрузку от давления газа, целе-
сообразно покрывать пористым хромом. При этом не только уменьшается
износ колец и втулки, но, что весьма важно, облегчается скольжение
колец в канавках поршня и уменьшается выработка поверхностей их
соприкосновения. Для давлений выше 10,0 Мн/м2 применяют также
кольца из бронзы БрОФЮ—1 и других бронз, отличающихся высокой
износоустойчивостью.

Поршневые кольца для поршней ступеней сверхвысокого давления
(рис. VII. 104, б и VII. 109, б, вариант VI) выполняются из чугуна с содер-
жанием 2,8—3,1% С; 1,9—2,5% Si; 0,7—1,0% Мп; 0,3—0,45% Р; 0,3% Ni;
0,75—1,15% Сг; 0,8—1,0% Mo; S не более 0,08%. В структуре чугуна —
равномерно распределенный игольчатый карбид в перлитной основе.
Количество связанного углерода 0,8—1,0%. Механические свойства: пре-
дел прочности при растяжении ов = 340 Мн/м2; модуль упругости Е =
=0,14-106 Мн/м2; твердость НВ 269—302. Состав бронзы в поясках
этих колец: 80% Си; 12% РЬ; 8% Sn. Ее твердость НВ 70.

Лучшими материалами для поршневых колец компрессоров во многих
случаях оказываются пластические массы. Кольца из гетинакса и тексто-
лита успешно применяются в воздушных и газовых компрессорах. При
работе со смазкой при перепадах давлений до 32 Мн/м2 они служат в 2—
3 раза дольше чугунных.

Гетинакс применяют маслостойкий марки III по ГОСТу 2718—66.
Листовой текстолит склонен к расслаиванию, поэтому рекомендуется
пользоваться втулочным.

При температуре нагнетания ниже 100° С хорошо зарекомендовали
себя поршневые кольца из капрона. Срок службы капроновых колец
в компрессорах магистральных газопроводов природного газа (при сред-
них перепадах давления в 2,5—3,0 Мн/м2) превышает 25 000 ч. При более
высоких температурах применяют кольца из различных композиций на
основе фторопласта.

Кольца из бронзы и пластических материалов выполняются цельными,
т. е. с одним разрезом, или сегментными, состоящими чаще всего из трех
частей. В последнем случае они выполняются с экспандером. Экспандер
применяют и для цельных колец. Кольца из капрона и композиций фторо-
пласта изготовляются также армированными пружинной проволокой
или полосой. Высота и радиальная толщина колец из бронзы и пластиче-
ских материалов больше, чем у чугунных. Для колец из композиций на
основе фторопласта они указаны в табл. XI. 1. Замок выполняют внахле-
стку и прямым. При замке внахлестку и экспандере, перекрывающем
стык изнутри, достигается большая плотность. Но кольца с таким замком,
выполненные из пластических материалов, применимы лишь для умерен-
ных перепадов давлений, так как при повышенных перепадах концы
в замке деформируются, причем сильнее при большом раскрытии стыка
вследствие износа кольца.

У колец из пластических материалов торцевые зазоры в замке и осевые
в канавке поршня выполняют в 2—5 раза большими, чем у чугунных.
При расчете зазоров учитывают высокий коэффициент теплового расшире-
ния этих материалов.
При поршневых кольцах из пластических материалов износ втулок
цилиндрор уменьшается в несколько раз, но для надежной работы колец
чистота обработки втулки должна быть более высокой. При таких кольцах
расход смазывающих масел значительно меньше, чем при чугунных.
Кольца хорошо прирабатываются и утечки через неплотности колец
намного ниже.

Для компрессоров без смазки цилиндров применяются преимуще-
ственно кольца из различных материалов на основе фторопласта-4 (стр. 647).
Многие углеводородные газы выделяют при сжатии бензиновые фракции,
растворяющие масло и вызывающие этим весьма сильные износы в цилин-
драх. В компрессорах для таких газов замена чугунных колец фторопла-
стовыми во много раз снижает износ колец и втулок, причем исключается
необходимость в смазке цилиндров.

б, ШТОКИ

Различают односторонние штоки с поршнем на конце и сквозные
с поршнем посредине.

Расчет одностороннего штока ведут на продольный изгиб, считая его
шарнирно закрепленным на концах и полагая длину штока равной рас-
стоянию от центра крейцкопфного пальца до середины дискового или
до начала дифференциального поршня. При отношении длины штока к его
диаметру -у 25 расчет ведут по Эйлеру, а при <25 — по Ясин-
скому, принимая запас прочности в пределах 8—12. Такой запас установ-
лен с учетом дополнительных напряжений поперечного изгиба вследствие
одностороннего трения поршня в горизонтальных компрессорах и соот-
ветствует штокам больших поршней на ступенях низкого и среднего дав-
лений. Для ступеней высокого давления, диаметр поршня у которых мал,
запас прочности может быть понижен до 5—6.

Для сквозного штока с подвешенным поршнем запас прочности опре-
деляют по формулам Мисса на упругий продольный изгиб 1 и допускают
его в пределах 4—8. Кроме того, проверяют шток на сжатие, при этом
запас прочности по отношению к пределу упругости должен быть не ниже,
чем принятый для продольного изгиба. Напряжения на изгиб от веса
поршня и собственного веса штока можно допустить [о ]из < 50 Мн!м\
причем прогиб должен быть не более х2 мм.

Передний конец сквозного штока (со стороны механизма движения)
нагружен больше заднего, но чтобы избежать сальников разного размера,
оба конца штока всегда выполняют одного диаметра. Точно так же штоки
многорядных компрессоров обычно выбирают равными по диаметру, если
даже по условиям прочности этого не требуется.

Поршень фиксируют на штоке упорным цилиндрическим буртом.
Посадку на конус применяют редко. Переход от бурта к штоку выпол-
няют по плавному радиусу с заглублением в тело бурта и штока
(рис. VII. ПО). Посадку поршня на штоке осуществляют свободной (обычно
ходовой) или тугой. В последнем случае притирку поршня и бурта штока,
необходимую для герметичности сопряжения, осуществляют посредством
притиров и контрпритиров. Если поршень не имеет сплошной ступицы,
тщательное уплотнение должно быть обеспечено и со стороны гайки,
в противном случае внутренняя полость поршня может в некоторой мере
оказаться мертвым пространством цилиндра, что особенно сказывается
на ступенях высокого давления. Уплотнение достигается устройством

1 Р етшер. Детали машин. Т. I. с. 663.
глухой гайки с притиркой по поршню, либо посредством угловой про-
кладки, установленной в сопряжении гайки, штока и поршня.

Особое внимание необходимо уделять фиксации гайки поршня, само-
отвинчивание которой может привести к аварии. Гайка (рис. VII. 111)
имеет бурт с закраиной, которой в поршне соответствует круговая
выточка с местным радиальным заглублением. В нее после затяга гайки
отгибают закраину бурта, предотвращая возможность самоотвинчивания
гайки. Гайку, навинченную на шток, фиксируют на поршне только при
условии, что поршень, в свою очередь, зафиксирован на штоке, так как

в противном случае возможно самоотвинчивание гайки с одновременным

Рис. VII. 110. Рациональная кон-
струкция упорного бурта штока

проворачиванием поршня. Если пор-
шень не фиксирован, то предохране-
ние гайки от самоотвинчивания сле-

Рис. VII.111. Гайка поршня
с закраиной против самоотвин-

чивания

дует производить стопорением непосредственно на штоке. С этой целью
на штоке предусматривают паз, в который отгибают закраину гайки, вы-
ступающую над поверхностью ее наружного торца.

Положение скользящего поршня с несущей поверхностью фиксируют
на штоке штифтом или шпонкой. Крепление поршня на штоке должно
быть напряженным, чтобы исключить возникновение осевого зазора
и возможность ударов между упорным буртом или гайкой штока и порш-
нем. Зазор может возникнуть вследствие нагрузок, при которых шток
растянут, а поршень сжат. Его образованию способствует различие тем-
пературных деформаций, связанное с тем, что коэффициент линейного
расширения у стали выше, чем у чугуна. Некоторые заводы при посадке
на шток дифференциальных поршней значительной длины применяют
предварительный нагрев штока на 40—50° С. Во избежание значительной
деформации дифференциального поршня можно вместо такого способа
крепить к штоку лишь переднюю стенку поршня. В задней стенке поршня
шток не закреплен, но уплотнен сальником. В этом случае обеспечивается
свобода тепловых и упругих изменений длины поршня и штока.

Резьбу на штоке следует выполнять мелкой и со скругленными впа-
динами для уменьшения концентрации напряжений. Накатка резьбы,
нарезанной после термической обработки (улучшения), увеличивает
прочность штока в 1,5 раза, а при выполнении накатки пульсирующим
роликом (установленным на пневматическом молотке) — еще более. Резьбо-
вой конец штока подлежит расчету на усталость под действием переменных
напряжений, причем запас прочности допускают не менее 1,5. Вели-
чина условного напряжения, определяемого давлением поршневой силы
на площадь сечения штока по внутреннему диаметру резьбы, для
конструкционных сталей не должна превышать 40—50 Мн!м2 и для леги-
рованных 60—70 Мн!м2. Эти значения допускаются для резьб с накат-
кой, причем большие — для штоков диаметром менее 100 мм.

Величину опорной поверхности бурта штока выбирают исходя из дав-
ления газа на поршень. Допускаемые удельные давления (Мн/м2) для
поршней:

Из чугуна ...................... 40,0

» стали......................... 80,0—100,0

Иногда при чугунном поршне с целью уменьшения удельного давления
применяют промежуточное стальное кольцо, расположенное со стороны
бурта штока (рис. VII.94), а при алюминиевом поршне, кроме того —
со стороны гайки (рис. VII.9l8)z

Поршневой шток по условиям работы сальника изготовляют с поверхно-
стным упрочнением до твердости HRC52 — 62, подвергают шлифованию
и тщательно полируют, обеспечивая класс чистоты не ниже V 10. Наиболее
высокую поверхностную твердость и износоустойчивость получают азоти-
рованием.

Штоки изготовляют из сталей 35, 40, 38ХА или легированных с более
высокими механическими свойствами (ов 950 Мн/м2\ вт 750 Мн/м2\
65	16%; ан 900 кдж/м2). Поковки выполняют не менее чем с двойным

уковом и с обязательной последующей улучшающей термообработкой.
Допустимо также применение проката. Штоки, подлежащие азотирова-
нию, изготавливают из сталей 35ХМЮА, 38ХМЮА или 35ХЮА.

6.	ПЛУНЖЕРЫ

При паре трения чугунная втулка цилиндра — чугунное поршневое
кольцо уплотнение поршневыми кольцами применяют для перепадов
давления до 40 Мн!м2. При больших перепадах давлений втулки и порш-
невые кольца быстро изнашиваются. По этой причине для больших пере-
падов давлений поршень заменяют плунжером и уплотнение его произво-
дят посредством сальника.

Плунжер, имеющий сравнительно небольшой диаметр, но значитель-
ную длину, воспринимает высокое давление газа, действующее на его торец.
В прочностных расчетах он рассматривается как стержень, нагруженный
давлением нагнетания, с шарнирной заделкой концов. Расчетной длиной
стержня является расстояние от опоры плунжера в ползуне до второй
опоры в начале внутренней втулки у сальника, причем ползун рассма-
тривается в положении, соответствующем началу нагнетания. Запас
прочности на продольный изгиб требуется п 1,5^-2. Из-за необходимо-
сти повысить прочность плунжера на продольный изгиб часто приходится
укорачивать ход поршня в ряду компрессора, где расположен цилиндр
с этим плунжером.

Движение плунжера должно быть точно направлено по оси цилиндра,
в связи с этим плунжер часто соединяют не с крейцкопфом, а с промежу-
точным ползуном (рис. XI. 10), причем это сочленение для возможности
самоустановки иногда выполняют шаровым.

Для отвода тепла трения, выделяющегося в сальнике, плунжер
выполняют полым, с охлаждением водой или маслом. Но чаще всего огра-
ничиваются внешним охлаждением плунжера проточным маслом, посту-
пающим при низком давлении в сальник за пределами основных уплот-
няющих элементов.

Поверхность плунжера тщательно обрабатывают — шлифуют и поли-
руют до зеркального блеска. Класс чистоты обработки V10—V12.
412
Овальность и конусность допускают в пределах половины допуска по 2-му
классу точности. Для уменьшения износа, возникающего от трения в саль-
нике, плунжер азотируют, обеспечивая высокую поверхностную твер-
дость. Материалом для азотируемых плунжеров служат стали 35ХМЮА,
38ХМЮА или 35ХЮА.

7.	САЛЬНИКИ

Величина утечки жидкости или газа через сальник Vym (мЧсек) опре-
деляется зависимостью

Уут^ 0,26	(VI 1.105)

Г*

где 6 — радиальный зазор, м; d — диаметр уплотняемого штока, м\
I — длина сальника, м\ Др — перепад давлений, н!м?\ р — коэффи-
циент динамической вязкости, н-сек/м2.

Формула (VII. 105) справедлива при ламинарном режиме течения
жидкости и концентрическом расположении штока в сальнике. При сме-
щении в пределах зазора величина утечки возрастает до 2,5 раза.

Основное влияние на величину утечки оказывает 6 и р. Путем сокра-
щения зазора с 0,1 до 0,01 мм можно уменьшить утечку в 1000 раз.

Коэффициенты вязкости р для некоторых газов и жидкостей при 100° G
имеют следующие значения:

Водород........................... 1,03-10~5

Воздух............................ 2,19-10'5

Глицерин ......................... 1300-10“5

Компрессорные масла.............(12004-2400)	• 10"5

Введение в зазор смазки, имеющей высокую вязкость, резко снижает
утечку газа.

Различают сальники с принудительным уплотнением и самоуплотня-
ющиеся. Первые выполняются с мягкой или полумягкой набивками.

Лучшими среди мягких набивок являются полуметаллические, мате-
риалом для изготовления которых служит смесь из равных долей мелко-
раздробленной баббитовой стружки и проваренных в масле древесных
опилок. Смесь укладывается в матерчатые чехлы и прессуется в круглые
набивочные кольца квадратного сечения. Хорошо также зарекомендовали
себя гибкие полуметаллические набивки, которые состоят из пропитан-
ного смазкой с графитом асбестового сердечника с оболочкой из баббитовой
фольги.

Мягкие полуметаллические набивки не требуют подвода смазки и
отличаются высокими антифрикционными свойствами и способностью
хорошо отводить тепло. Кроме того, они компактны и просты в изготовле-
нии. Недостатком сальников с мягкими набивками является необходимость
постоянного наблюдения за ними и периодической их подтяжки. Срок
службы комплекта набивки при непрерывной работе — два года и выше.
При квалифицированном обслуживании сила трения и износ штоков незна-
чительны. Сальники с мягкой полуметаллической набивкой применялись
прежде в компрессорах средней производительности и низкого давления,
но в новых компрессорах они не используются.

Полумягкая набивка состоит из цельных металлических уплотня-
ющих колец, выполненных из пластичного антифрикционного материала,
и стальных колец, прокладываемых между уплотняющими. Уплотняющие
кольца имеют в сечении треугольную или прямоугольную форму; сталь-
ные же — треугольную или ромбовидную, для лучшего обжатия штока.
Сальники с полумягкой металлической набивкой при тщательном изго-
товлении, сборке и точном направлении штока отличаются высокой плот-
ностью и при систематическом поджатии имеют срок службы от полугода
до года. Смазка, поступающая от лубрикатора в фонарь между уплотня-
ющими элементами, должна быть ограниченной. При обильной смазке
и плотном сальнике давление масла деформирует и выдавливает уплот-

няющие кольца в зазоры втулок и

сальник выходит из строя.

Сальники с мягкой и полумягкой
набивками являются однокамерными.
Для достижения плотности в них тре-
буется, чтобы давление набивки на
шток превышало давление газа в ци-
линдре. При большой длине набивки
и высоком давлении газа затрачи-
вается значительная работа трения.

Самоуплотняющиеся сальники не
требуют подтяжки—уплотнение в них
обеспечивается давлением газа. Та-
кие сальники выполняются многока-
мерными с уплотняющими элемен-
тами в каждой из камер. На каждый
из уплотняющих элементов прихо-
дится лишь часть общего перепада
давлений. Поэтому снижается давле-
ние элементов на шток, уменьшается
сила трения, износ сальника

Рис. VI 1.112. Сальник низкого давления с плоскими
уплотняющими элементами (по нормам НИИхим-
маша) (а) и конструкции его уплотняющих колец (б)

и штока.

Наиболее распространены
самоуплотняющиеся сальни-
ки с уплотняющими элемен-
тами в виде плоских или тра-
пециевидных разрезных ко-
лец. Эти кольца заключены
в камеры, притертые друг
к другу торцами (рис.
VII.112). Такие сальники
длительно служат, сохраняя
плотность и не требуя ухода.

Перепады давления по ка-
мерам сальников не одина-
ковы. Так же как и в случае

поршневых колец, наибольший перепад давлений возникает в камере,
расположенной первой от полости цилиндра. Во второй и следующих он
намного уменьшается, а давление приближается к постоянному, мало
изменяющемуся за время цикла. У ступеней высокого давления значи-
тельный перепад давления происходит не только в первой, но и в по-
следней камере. В циркуляционных компрессорах, у которых давление
в цилиндре велико, но изменяется в небольших пределах, наибольший
перепад давлений наблюдается в последней камере. Соответственно пере-
падам давлений износы уплотняющих колец также не одинаковы — в мало-

нагруженных камерах они малы и возрастают лишь в том случае, если
смежная камера, воспринимающая больший перепад давлений, теряет
плотность.

На рис. VII. 113 показаны варианты плоских уплотняющих элементов,
применяемых преимущественно в сальниках для низких и средних
1 2

Рис. VI1.113. Варианты плоских
уплотняющих элементов сальников
давлений. В варианте /, а, соответствующем сальнику по рис. VII.112, пер-
вое по направлению газа кольцо 1 разрезано на три части. Кольцо 2 разре-
зано на шесть частей таким образом, что короткие радиальные прорезы пере-
крыты сверху сегментами. Кольцо 1 не устраняет прохода газа в камеру
и, будучи прижато давлением газа к кольцу 2, служит главным образом
для того, чтобы перекрыть с торца прорезы уплотняющего кольца 2.
Зазор в радиальных прорезах колец 1 и 2 допускает сдвиг их частей,
компенсирующий износ уплотняющей поверхности. Для обеспечения
перекрытия стыков кольца 1 и 2 взаимно фиксированы штифтом 3
(рис. VII.112). Каждое из колец охватывается по окружности браслетной
пружиной 4, производящей предварительное уплотнение между кольцом

Рис. VI 1.114. Распределение дав-
ления на кольца в плоском

сальника и штоком.

Основное усилие, прижимающее уплотни-
тельные кольца к штоку, возникает под
влиянием разности давлений в камере, т. е.
снаружи кольца, и в масляной пленке в за-
зоре между кольцом и штоком. Смазка к саль-
нику подводится под давлением от лубрика-
тора через отверстия во фланце и камерах
и поступает на шток через косое отверстие и
кольцевую выточку второй камеры, считая
от полости цилиндра. Радиальный зазор
между кольцами сальника и камерой допус-
кает значительный прогиб штока.

Применяют также сальники, у которых
уплотняющий элемент состоит из четырех
колец (вариант II на рис. VII. 113). Первое

уплотняющем элементе сальника и последнее изготовлены цельными и пред-
назначены для дросселирования газа. Они
насаживаются на шток с небольшим зазором, соответствующим посадке
движения. Второе кольцо и третье служат уплотняющими. Они разрезаны
на три части (второе — в радиальном, а третье — в радиальном и каса-
тельном направлениях) и стянуты браслетными пружинами.

Давление в зазоре между штоком и элементом сальника изменяется,
следуя сложному закону, причем на элемент сальника, так же как и в рас-
смотренной ранее схеме нагрузки на поршневое кольцо, действует избыток
давления газа над давлением в уплотняемом зазоре. Если закон изменения
давления линеен и плотность прилегания двух колец одинакова, то на
второе по ходу газа уплотняющее кольцо элемента сальника действует
среднее радиальное давление, втрое большее, чем на первое (рис. VI 1.114).
Исходя из этого, фирма «Гетце» выпускает сальники с уплотняющими
элементами из двух колец, первое из которых выполнено из шести, а вто-
рое из трех частей (рис. VII. 113, вариант ///, а). Первое устроено с разъ-
емом по плоскостям п, п' и п", причем на его поверхности, обращенной
к полости цилиндра, находятся три радиальных паза иг, свободных для
прохода газа в камеру сальника. Торцы частей второго кольца плотно
пригнаны друг к другу. Следовательно, избыток внешнего давления газа,
воспринимаемый этим кольцом, не передается на шток, что устраняет
повышенные износы. Второе кольцо, равноценное сплошному, плотно
пригнано к штоку, устройство же его разрезным дает возможность выхода
случайным частицам. Сальники такой конструкции служат для низких,
средних и высоких давлений. Но для повышенных давлений в связи
с значительным трением между плоскостями уплотняющего кольца и
камеры каждое из колец снабжено двумя браслетными' пружинамц
(рис. 113, вариант П1,б\ У сальников высокого давления в каждой камерЬ
предусматривают по три уплотняющих кольца, расположенных в проме-
жуточной обойме, имеющей возможность радиальных смещений
(рис. VII. 113, вариант ///, в). Сальник циркуляционного компрессора
для водорода на 25 Мн/м2, состоит из четырех таких камер, одна из кото-
рых служит предсальником.

В варианте IV (рис. VII. 113) уплотняющий элемент устроен с двумя
одинаковыми уплотняющими кольцами 2 и 3, каждое из которых разрезано
радиально на три части. Оба кольца установлены внутри третьего, пру-
жинящего кольца /, плотно охватывающего их и прижимающего к штоку.
Пружинящее кольцо, перекрывая радиальные щели уплотняющих колец,
значительно снижает утечки газа через сальник. Отсутствие браслетных
пружин позволяет вдвое сократить ширину уплотняющих колец и умень-
шить общую длину сальника. Взаимная фиксация колец, необходимая
для смещения прорезей, производится радиальным штифтом, который
раскернен в пружинящем кольце и входит в паз уплотняющих. На
внешней поверхности пружинящего кольца делают насечку для уве-
личения оказываемого им давления. Представляет интерес конструкция
камеры, состоящей из двух колец — промежуточного и дистанционного.
Ее устройство дает возможность более строго ограничивать пределы осе-
вого зазора между камерой и уплотняющим элементом и упрощает обра-
ботку. В компрессорах фирмы «Атлас—Копко» на 0,9 Мн!м2 такие саль-
ники работают без подвода масла. Смазка осуществляется небольшим
количеством масла, которое шток выносит из цилиндра. Уплотняющие
элементы изготовлены очень тщательно, и сальники, выполненные на
указанное давление двухкамерными, отличаются компактностью.

В варианте V уплотняющий элемент состоит из двух разрезных колец —
внутреннего и наружного, собранных и зафиксированных со смещением
замков на 180°. Наружное кольцо углового профиля плотно прилегает
к внутреннему. В камерах сальника находится по одному уплотняющему
элементу, расположенному так, что на торец со стороны низкого давления
выходят оба кольца, взаимно перекрывающие радиальные щели в замках.

Сальник среднего давления с уплотняющими элементами по варианту V
показан на рис. VII.115. Он применен на газовых компрессорах для при-
родного газа, воспринимает давление от 25 до 64 Мн/м2 и состоит из
15 уплотняющих элементов. Внешнее кольцо выполнено чугунным,
внутреннее — бронзовым. На внешней поверхности чугунного кольца
предусмотрена накатка, создающая натяг при посадке-"колец на шток;
на внешней поверхности бронзового кольца имеются прорезы для повыше-
ния податливости при обжатии внешним кольцом. Кольца притерты друг
к другу и взаимно фиксированы штифтом. Для создания плотности эле-
мента окончательную обработку колец по торцу и внутреннему диаметру
производят совместно.

На отечественных газовых компрессорах магистральных газопроводов,
работающих при низких отношениях давлений, надежно работают саль-
ники с уплотняющими элементами из капрона (рис. VII. 113, вариант VI).
В каждой камере находятся по два кольца с браслетными пружинами,
первое из которых состоит из двух и второе из четырех частей. Кольца
устанавливаются с осевым зазором, который выбирают, учитывая, что
коэффициент теплового расширения у капрона намного выше, чем у метал-
лов. Положительные особенности сальника — простота, надежность и
повышенная плотность. Износ поверхности штока меньше, чем при метал-
лических уплотняющих кольцах. Такие сальники могут применяться
лишь при температурах нагнетания до 100° С. Для более высоких тем-
ператур уплотняющие элементы должны быть изготовлены из компози-
ций на основе фторопласта-4 (стр. 647).

14 М. И. Френкель	417
о

Рис. VII. 115. Сальник среднего давления (р‘— 254-64 Мн/м2) с уплотняющими элементами в виде кольца в кольце («Дюжар-
ден— Кларк»): а — общий вид сальника; б, в и г—детали и сборка уплотняющего элемента (кольца взаимно фиксированы
со смещением замков на 180°)
Для сальников с уплотняющими элементами по варианту /
(рис. VII. 113) число камер выбирают в зависимости от диаметра штока
и перепада давлений согласно табл. VI 1.9. При других уплотняющих
элементах (кроме варианта V) число камер то же или меньше на 20—30%.

При уплотнении металлическими кольцами важно, чтобы осевой зазор
между ними и стенкой камеры соответствовал величине зазора при широко-
ходовой посадке по 2-му классу точности. У сальников на давление
выше 1,6 Мн/м? в вариантах / и III (рис. VII. 113) предусматривают осе-
вые пружины, действующие на уплотняющие элементы в том же направ-
лении, что и давление газа. Выбирая осевые зазоры, пружины способ-
ствуют уплотнению и устраняют необходимость в соблюдении точных раз-

меров высоты уплотняющих колец и глубины
(выполнения б и в) пружины действуют че-
рез нажимное кольцо, надобность в кото-
ром вызвана устройством первого уплот-
няющего кольца из шести частей.

Металлические уплотняющие кольца
изготовляют из антифрикционного чугуна
марки АСЧ-1 с содержанием фосфора не
более 0,2%. Твердость их НВ 190—210,
в связи с чем требуется увеличение по-
верхностной твердости штока до HRC 52—
62. Применяют также бронзовые кольца.

В уплотняющих элементах сальника
рис. VII. 115 внешнее кольцо выполнено из
чугуна ферритной структуры, получаемой
путем длительного отжига. Твердость этого

камеры. В варианте III

Таблица VII.9

Число камер в сальнике
с плоскими элементами
по варианту / рис. VII. 113

Диаметр штока, ММ	Число камер при дав- лении, Мн/м2					
	1	1,6	2,5	4,0	6,4	10
28—50	3	4	4	5	6	6
55—80	4	5	5	6	8	—
90—160	6	6	6	8	—	—
180—220	8	8	8	8	—	—

кольца НВ 100. Материалом внутреннего кольца служит бронза
БрОЦСб—25. Внутренняя цилиндрическая поверхность и боковые плос-
кости уплотняющих колец, а также плоские стенки камер, по которым
происходит уплотнение, должны быть притерты и иметь чистоту
поверхности не ниже

Во избежание значительных утечек уплотняющие и дроссельные кольца
не должны иметь фасок на кромках у плоскостей разъема разрезных
колец, если стыки должны быть плотными. По внутреннему диаметру пре-
дусматривают притупление кромок по радиусу г < 0,1 мм.

Браслетные пружины выбирают из расчета удельного давления на
шток от 0,1 до 0,2 Мн/м2. Большие значения рекомендуются: для колец
из бронзы или с заливкой баббитом, для чугунных колец при закаленных
или азотированных штоках, а также для сальников высокого давления,

где уплотняющее кольцо воспринимает значительную осевую нагрузку
и сила трения на его торцевой плоскости, которую должна преодолевать
браслетная пружина, велика. Величина удельного давления осевых пру-
жин на плоскость кольца должна быть не более 0,03—0,05 Мн!м2.

Самоуплотняющиеся сальники с трапециевидными уплотняющими
элементами применяются для различных давлений до 120 Мн!м\ но кон-
структивная форма уплотняющих элементов изменяется в зависимости
от давления, для которого они предназначены.

На рис. VII. 116 показан сальник этого типа для среднего давления.
На рис. VII. 117 приведен сальник такого же типа, но на давление
55 Мн1м*. Он состоит из пяти уплотняющих камер и является внутрен-
ним — примыкает к уравнительной полости цилиндра низкого давления.
Уплотнящие элементы у таких сальников выполняют из белого металла
или бронзы. Они состоят из Т-образного внешнего кольца 1 (рис. VII.116)
с радиальным разрезом и двух примыкающих к нему, также разрезанных
внутренних колец 2. Кольца в сборе зафиксированы штифтом 4 со смеще-
нием их разрезов на 120°. Уплотняющий элемент охватывается двумя
стальными плотно прилегающими к нему кольцами 3 и 5, которые пере-
крывают друг друга, образуя обойму уплотняющего элемента. Она уста-
новлена в камере 6 с радиальным зазором, рассчитанным на прогиб штока.
Для лучшей самоустановки обоймы при значительном прогибе штока
в конструкции сальника иногда предусматривают упорную шаровую
шайбу 7. Пружины S, расположенные по окружности в гнездах камеры 6,
действуют в осевом направлении на кольца обоймы, которые передают
давление на уплотняющий элемент, прижимая его к штоку. Кольца 9

Рис. VI 1.116. Сальник среднего давления с коническими уйлотняющими
элементами и предсальником

являются дроссельными. Основное усилие, необходимое для уплотнения,
оказывает давление газа, который действует на уплотняющий элемент
в осевом и радиальном направлениях.

Для удовлетворительной работы сальника уплотняющие элементы
должны плотно охватывать шток. Конические поверхности трех колец,
составляющих уплотняющий элемент трапециевидного сечения, обрабаты-
ваются совместно и тщательно пригоняются к полированным коническим
поверхностям колец, образующих обойму. В равной мере необходима
плотность прилегания обоймы к камере. Соприкасающиеся между собой
их торцевые поверхности должны быть взаимно притерты.

У сальников на давление 80 Мн!м2 и более в первых обоймах, считая
от полости цилиндра, возникают высокие напряжения, ввиду чего эти
обоймы изготовляют из легированной стали и выполняют двухслойными
из двух напрессованных друг на друга колец.

Число конических уплотняющих элементов сальника (без учета пред-
сальника) принимают в зависимости от давления (Мн/м2):

р

До 10....................3—4

От 10	до	40.............4—5

» 40	»	80..............5—6

» 80	»	120..............6—7

Большее число уплотняющих элементов нужно при сжатии относи-
тельно легких газов (водород, азотноводородная смесь), при большом диа-
метре штока и у машин с низкой частотой вращения.

Надежность уплотнения и долговечность работы сальника с кониче-
скими элементами зависят от числа уплотнительных элементов и качества
пригонки друг к другу отдельных частей, от профиля уплотняющих эле-
ментов и материала, из которого они изготовлены. Углы у основания
трапеции уплотняющих элементов сальников для особо высоких давлений
часто назначают различными в пределах от 60 до 82° — большими у первых
элементов, считая от рабочей полости цилиндра, и меньшими у элементов
на внешнем конце сальника (рис. VII. 117). Такой выбор углов нельзя счи-
тать обоснованным — у сальников ступеней высокого давления наиболее
нагруженными являются первый и последний элементы, а у циркуляцион-
ных компрессоров — последний.

При давлениях выше 50 Мн!м2 сальник разделяют на два или три
участка (каскада) для чего отдельные камеры сообщают с различными
промежуточными давлениями так, чтобы достигнуть по возможности равно-
мерного распределения нагрузки на элементы сальника.

Для сальников на давления до 30 Мн/м2 кольца уплотняющих элемен-
тов изготовляют из специальных баббитов. Для сальников на 30 Мн/м2
и выше применяют для той же цели оловяннб-свинцовистую бронзу
БрОС 8—12, которая имеет твердость НВ 65—75 и более износоустой-
чива, чем баббит. Состав бронзовых колец сальника фирмы «Кранц»
на 70 Мн/м2 следующий: 7,8—8,0% РЬ; 14,5—15,0% Sn; 0,30—0,35% Ni;
1,2—1,3% Sb; остальное Си. В отдельных конструкциях сальников все
уплотняющие элементы, кроме последнего, сделаны из бронзы, а послед-
ний уплотняющий элемент и элемент предсальника — из баббита. Хими-
ческий состав специального баббита, применяемого для сальников ком-
прессор остр оительными заводами СССР, следующий: 5,5—6,5% Sn;
13—15% Sb; 0,24—0,28% Си; остальное РЬ. Твердость по Бринелю
НВ 20—35.

Наиболее надежны в работе сальники с коническими элементами,
выполненными из различных композиций на основе фторопласта-4. В каче-
стве наполнителей применяют кокс, графит и стекловолокно. Для повыше-
ния антифрикционных качеств добавляют также двусернистый молибден.

В сальнике завода «Борец» (Москва) из таких материалов выполнены
конические уплотняющие кольца 1 (рис. VII. 118). Разделяющие их дрос-
сельное кольцо 2 и охватывающие нажимные кольца 3 изготовлены из
стеклопластика. В связи с пластичностью материала уплотняющих колец
радиальный зазор между нажимными кольцами и штоком должен быть
не более 0,10 мм. Промежуток между нажимными кольцами перекрыт
кольцом 4 из маслостойкой резины, надетым с натягом. Первоначальное
уплотнение сальника создается осевыми пружинами 5. Уплотняющие
кольца выполнены с. углом конусности 45°, имеют один прорез и пригнаны
к штоку по посадке скольжения второго класса точности. Сальник пред-
назначен для компрессоров со смазкой цилиндров и без смазки. В первом
случае материалом уплотняющих колец служит прессованный фторопласт
с асбестом. Во втором случае кольца выполняются из композиций фторо-
пласта с коксовой мукой или с графитом и двусернистым молибденом
в зависимости от применения их для сжатия влажного или сухого газа.
Сальник, показанный на рис. VII.118, предназначен для давления до
6,0 Мн/м2. При давлениях до 2,0 и 0,8 Мн!м2 число уплотняющих элемен-
тов меньше соответственно на один и на два.

Завод «Борец», применив такие сальники для различных давлений и
сред, полностью отказался от конструкций с металлическими уплотня-
422
ющими элементами. Выполнение сальников с уплотняющими элементами
из пластических масс, как и поршневых колец из этих материалов, в послед-
ние годы расширилось, утвердилось и стало тенденцией в современном
компрессоростроении.

Сальники с уплотняющими элементами из фторопласта-4 применены
в компрессорах со смазкой цилиндров для давлений до 60 Мн/м2. Благо-
даря точному направлению штоков (практически не имеющих попереч-
ного биения) они служат 5000 ч и более.

К разновидностям самоуплотняющихся многокамерных сальников при-
надлежат также манжетные. Их уплотняющие элементы — манжеты — не
имеют прорезов, но под влиянием разности давлений деформируются, что

Рис. VI1.118. Сальник с уплотняющими элементами из композиции на основе фторопласта-4
(завод «Борец», Москва)

устраняет зазоры вокруг штока и по контуру прилегания к камере. Вос-
принимаемую разность давлений манжета передает на шток по пояску,
составляющему лишь часть высоты манжеты. Поэтому при работе ком-
прессора в сальнике не возникает сильного трения, а при малых скоро-
стях поршня не происходит значительного перегрева. Эго обстоятельство,
как и выполнение манжет без прорезов, привело к применению манжетных
сальников для высоких давлений. Манжеты изготовляют из поликапро-
лактама— полиамидной смолы П-68 по ГОСТу 10589—63 — материала,
сочетающего эластичность с высокими механическими и антифрикцион-
ными свойствами. Манжеты из этого материала, применяемые в сальниках
сверхвысокого давления, при давлении до 150 Мн/м2 и скорости плун-
жера 1,12 м/сек, имеют срок службы 4—6 мес.

Число манжет или камер в манжетном сальнике выбирают небольшим.
Так, на давление в 80 Мн/м* ограничиваются двумя уплотняющими ман-
жетами, на 150 Мн/м2 — тремя.

Для повышения срока службы сальники ступеней сверхвысокого дав-
ления всегда выполняют многокаскадными, с заданным распределением
общего перепада давлений между уплотняющими элементами, для чего
промежуточные камеры сальника сообщают с участками газового тракта
компрессора, находящимися под более низкими давлениями. Трехкамер-
ный сальник на 150 Мн/м2, показанный на рис. VII. 119, выполнен

трехкаскадным. Он принадлежит цилиндру последней ступени двухступен-
чатого этиленового компрессора, у которого давление между ступенями
80 Мн!м2 и давление всасывания 25 Мн/м2. Под этими давлениями нахо-
дятся промежуточные камеры сальника.

Увеличение числа манжет без увеличения числа промежуточных под-
водов газа нецелесообразно. Оно не привело бы к разгрузке перегружен-
ных уплотняющих элементов, но ухудшило отвод тепла по штоку и вызвало
сокращение срока службы сальника.

Сальники на давления выше 10 Мн/м* для тщательности направления
штока снабжают с обоих концов направляющими втулками, залитыми
баббитом. При достаточно малом зазоре во втулках образуется масляная
пленка, которая способствует уплотнению.

Особенно точным должно быть направление плунжера ступеней сверх-
высокого давления. Радиальное биение крейцкопфа, вызываемое пере-
кладкой зазоров в параллелях, для плунжера недопустимо. Поэтому плун-
жер соединяют не с крейцкопфом, а с промежуточным ползуном, связан-
ным, в свою очередь, с крейцкопфом посредством двойного шарового
шарнира или, лучше, посредством гибкого штока.

Смазку к сальнику чаще всего подводят через отверстие в крышке.
По сопрягающимся каналам во внешних камерах смазка поступает в коль-
цевой зазор между первым и вторым уплотняющим элементами, считая от
полости цилиндра. У сальников на давление выше 10 Мн/м2 устраивают
второй подвод смазки между третьим и четвертым уплотняющими эле-
ментами. Сальники на 100 Мн!м2 снабжают тремя или четырьмя подводами
смазки. У горизонтальных машин важно обеспечить поступление смазки
на шток сверху. С этой целью, в случае нескольких подводов масла, на
торцах внешних камер выполняют дуговые канавки, по которым масло от
осевых отверстий выводят последовательно к верхним отверстиям с выхо-
дом для непосредственного поступления капель на шток (рис. VII.116).
Камеры сальника для совпадения смазочных каналов взаимно фикси-
руются с помощью штифтов, расположенных в стыках.

Охлаждение сальников улучшает условия смазки и увеличивает срок
их службы. В сальнике рис. VII. 117 охлаждающее масло протекает по
винтовому каналу, омывая камеры. Сальники с уплотняющими элементами
из фторопласта нуждаются в охлаждении еще и потому, что износоустой-
чивость этого материала сильно снижается с ростом температуры.

При сжатии взрывоопасных или токсичных газов нельзя допускать их
выхода в машинное помещение. Поэтому просачивающийся через сальник
газ отводят во всасывающий трубопровод/ступени компрессора или выво-
дят его наружу, а сальник дополняют добавочной камерой. Эту камеру,
уплотняющую лишь небольшой перепад давлений, часто выполняют
отличной от основных камер сальника (более компактной, иногда с мягкой
набивкой) и в виде предсальника располагают в крышке (рис. VII.116
и VII.118).

В воздушных компрессорах предсальник не нужен. Канал отвода газа
из камеры предсальника в этом случае заглушают, а предсальник оказы-
вается в числе уплотняющих элементов сальника.

Устройство предсальника не полностью предотвращает проникновение
газа в машинное помещение. В сальнике для взрывоопасных или токсич-
ных газов за полостью для отвода утечек предусматривают промежуточ-
ную камеру с уплотняющим элементом, а за ней вторую полость, проду-
ваемую под избыточным давлением воздухом, азотом или другим нейтраль-
ным газом.

Для лучшего уплотнения с одновременным охлаждением штока
в отдельных случаях применяют промывку сальника маслом, протекающим
425
через полость между последней уплотняющей камерой и предсаль-
ником, причем часто из полости, расположенной до уплотняющей камеры,
производят отвод газа. Давление масла (обычно 0,2—0,4 Мн/м2) должно
быть выше, чем в полости отвода газа, для чего на сливной линии преду-
сматривают регулирующий вентиль. Расход масла определяют, учитывая
отвод тепла, выделяющегося вследствие трения в сальнике.

Элемент сальника между полостью для отвода утечек и полостью,
находящейся под избыточным давлением инертного газа или масла, испы-
тывает перепад давлений, действующий в сторону полости цилиндра.
Он должен быть установлен в сальнике в положении, обратном положению
остальных элементов.

При газах, обладающих сильным токсичным действием, перечисленные
меры защиты оказываются недостаточными, так как небольшие количества
газа увлекаются штоком и выходят наружу. В этом случае за сальником
устанавливают промежуточный полый цилиндр со вторым сальником,
отдаленным от первого на расстояние, несколько большее, чем ход поршня.
В полом цилиндре создают разрежение с помощью отсасывающего эксгау-
стера.

В случаях особо токсичных газов длину полого цилиндра удваивают
и разделяют его на две камеры посредством перегородки в средней части
с промежуточным сальником в ней. В первой камере, расположенной со
стороны рабочего цилиндра, поддерживают вакуум, а ко второй подводят
под избыточным давлением воздух или нейтральный газ. На штоке во
второй камере укрепляют защитное кольцо, исключающее унос масла,
насыщенного газом.

Часто для уменьшения габаритов компрессора отказываются в кон-
струкции рамы от промежуточного фонаря между цилиндром и направ-
ляющей. В этом случае маслосниматель, который служит для удаления
масла со штока, располагают не в раме, а присоединяют к сальнику
(рис. IV.14 и VII.118).

8.	ЭЛЕМЕНТЫ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА,
СТАНИНЫ И РАМЫ

ВАЛЫ

Коленчатые валы служат для компрессоров всех типов и размеров.
Кривошипные валы применяются главным образом для горизонтальных
Г-образных и П-образных крейцкопфных компрессоров.

Коленчатый вал, показанный на рис. VII. 120, принадлежит четырех-
рядной оппозитной базе 4М10 (поршневая сила 100 кн). Вал имеет два
парных колена, смещенных на 90°.

Для фиксации вала в осевом направлении одна из коренных шеек (вто-
рая со стороны двигателя) выполнена равной длине подшипника. В осталь-
ных подшипниках вал имеет свободу осевого перемещения, необходимую
из-за теплового расширения, и в зависимости от размера вала длина его
шеек больше на 2—5 мм, чем у подшипников.

Конец вала, несущий ротор консольного электродвигателя, имеет
пазы под тангенциальные шпонки.

Крупные электродвигатели с тяжелым ротором выполняются в боль-
шинстве случаев со своим валом и выносным подшипником. Валы ком-
прессора и двигателя соединяются посредством фланцев и плотно поса-
женных болтов или шпилек. В компрессорах зарубежных фирм такого
рода соединение применяют и для консольных электродвигателей, причем
ротор крепится непосредственно к фланцу вала.
520-0,3	860+o,s

Рис. VII. 120. Четырехколенчатый вал базы 4М10
Расчет размеров шеек вала производят по наибольшему удельному
давлению &тах с последующей проверкой на нагрев [24; 42]. Величина £тах
определяется по максимальной реакции 7?тах(н) от суммарного действия
всех приложенных к подшипнику сил, включая силы инерции возвратно
движущихся и неуравновешенных вращающихся масс,

(VI 1.106)

где I — рабочая длина подшипника, м; d — диаметр вала, м.

При вкладышах подшипника, залитых баббитом, допускают следу-
ющие значения максимальных удельных давлений на шейки коленчатого
вала компрессора:

^шах’ Мн/м2

Коренная шейка .............. 5—6,5

Шейка колена................. 11

Более высокие удельные давления допускаются при вкладышах, зали-
тых свинцовистой бронзой, применяемых при выполнении валов азоти-
рованными, но с учетом значений kcp:

k Мн/м2	Мн/м2

v Д/	llluA

Коренная шейка ....	9	11

Шейка колена....... И	15

Значение kcp — среднего удельного давления — определяют осредне-
нием реакции по углу поворота вала.

Для надежной работы подшипников, возможной лишь в условиях
жидкостного трения, требуется жесткость вала и подшипников, геоме-
трическая точность и чистота их рабочих поверхностей, соблюдение опти-
мальных радиальных зазоров, точность сборки механизма движения,
смазка маслами, соответствующим условиям работы, и тщательная
очистка масла. Все эти требования должны быть соблюдены тем более
строго, чем выше удельные давления, допускаемые на шейки вала.

С увеличением длины шейки (отношения прогиб возрастает,
что отрицательно влияет на несущую способность подшипника. Рекомен-
дуются следующие предельные отношения ~~:

Коренная шейка......................0,55—0,8

Шейка колена........................0,5—0,7

Наблюдается тенденция к уменьшению отношения -j-, что вызывает
увеличение расхода масла, но приводит к увеличению жесткости вала,
улучшению отвода тепла и, как следствие, к уменьшению износа вала
и подшипников.

Диаметры коренных и шатунных шеек коленчатого вала по технологи-
ческим соображениям в большинстве случаев выбирают равными, но
иногда ради уменьшения размеров и массы головки шатуна диаметр шейки
колена уменьшают на 10—15%.

Для подвода смазки от коренных подшипников к шатунам в теле вала
предусматривают каналы, выполняемые обычно в виде наклонных или
сообщающихся между собой осевых и радиальных отверстий.

С целью подвода смазки к шатунному подшипнику в зоне пониженного
давления рекомендуется выход канала в шейке колена располагать на
428
стороне, противоположной направлению вращения. На поверхности
шейки в месте выхода канала иногда выполняют продольную канавку.
Для снижения концентрации напряжений в материале вала выходные
кромки каналов должны быть тщательно скруглены. G той же целью
поверхность каналов следует шлифовать и полировать на глубину не
менее Vg радиуса шейки.

При установке вала на подшипниках качения подвод масла к шатун-
ным подшипникам не может быть осуществлен через коренные подшип-
ники. В этих случаях его осуществляют через муфту (см. рис. VIII.9) или
торец вала.

Механические напряжения в элементах вала и величину его прогиба
определяют поверочным расчетом. В расчетах напряжений многоопорный
коленчатый вал рассматривают как разрезную балку, разделенную сече-
ниями, проходящими через середины опор. Расчетными являются три
положения колена, соответствующие наибольшим радиальной и танген-
циальной силам и крутящему моменту. Величину крутящего момента
определяют, учитывая момент, передаваемый на соседние колена. В рас-
четах деформаций многоопорный вал рассматривают как неразрезную
балку. Угловое смещение шеек вала на опорах должно быть не более
0,001 рад. В случае посадки на вал ротора консольного электродвигателя
наибольшее угловое смещение обычно возникает на первой опоре.

Многоколенчатые валы, особенно у многорядных компрессоров,
должны быть рассчитаны на крутильные колебания. Наличие противове-
сов, как правило, усиливает крутильные колебания. Однако в случае
резонанса установка противовеса на отдельных щеках позволяет изменить
частоту свободных колебаний вала.

Анализ поломок валов показывает, что чаще всего они имеют усталост-
ный характер с началом образования трещин в галтелях сопряжений
шеек со щеками и у отверстий для смазки. Методика выполнения расчета
вала на усталостную прочность с учетом концентрации напряжений
изложена в литературе [78]. Допускаемый запас усталостной прочности
находится в пределах 1,8—3.

Для повышения усталостной прочности валов на шейках преду-
сматривают галтели с пологим радиусом гг = (0,0554-0,07) d. Прочность
вала намного повышается при нагартовке галтелей накаткой или накле-
пом. Поверхности шеек и галтелей следует полировать.

Радикальным средством одновременного повышения усталостной проч-
ности и износоустойчивости валов является азотирование. Производится
оно в специальных печах при медленном вращении вала, предотвраща-
ющем его деформацию.

Закалка шеек вала, которую производят токами высокой частоты,
повышает поверхностную твердость шеек, но, в отличие от азотирования,
приводит к образованию микротрещин и снижает прочность вала.

Технические требования к коленчатым валам компрессоров, опреде-
ляющие допустимые отклонения геометрической формы, не отличаются
от предъявляемых к валам дизелей и газовых двигателей (ГОСТ 10158—62).
Непараллельность образующей шатунных шеек относительно оси вала
допускают не более 0,02 мм на 100 мм длины. Биение коренных шеек
относительно оси вала допускают в пределах от 0,03 до 0,06 мм в зави-
симости от их диаметра. Торцевое биение фланца для соединения валов —
не более 0,005 мм на 100 мм диаметра.

В процессе эксплуатации компрессоров с многоопорным коленчатым
валом необходимо следить за состоянием линии вала. Ее проверку осу-
ществляют путем измерения расхождения щек (раскепа) при двух поло-
жениях вала: коленом вверх и коленом вниз. Расстояние между щеками
измеряется мерительным индикатором с ценой деления в 1 мкм, закреп-
ленным у открытой стороны колена на расстоянии L = г + от оси
шейки колена (г — радиус кривошипа; d — диаметр коренной шейки).
Нормальная величина расхождения щек, равная разности замеров при
двух положениях вала, не должна превышать: у нового вала — 0,0000805
(где 5 — ход поршня); у вала, находящегося в эксплуатации,— 0,0001255.
Величина расхождения щек (раскепа) в 0,0002505 является предельной
для эксплуатации, а при увеличении ее до 0,0003755 необходима немед-
ленная остановка компрессора. Проверку линии вала следует произво-
дить не реже, чем через каждые 5000 ч работы.

Указанные здесь значения раскепов в конечном счете определяют
дополнительные, не учитываемые расчетом напряжения, возникающие
вследствие неточности монтажа или износа. В компрессорах с консольным
электродвигателем вес ротора вызывает значительный изгиб вала и, как
следствие, раскепы, которые часто выходят за пределы указанных здесь
допустимых величин. В этом случае превышение раскепов при правильном
положении опор и отсутствии износов не следует считать опасным, так
как они вызываются допустимыми по расчету нагрузками и напряжениями.
Для контроля же точности монтажа и допустимых износов расчетным
путем устанавливают увеличенные значения раскепов.

Вес ротора электродвигателя вызывает две реакции: одну, направлен-
ную вверх, действующую на ближайшей к электродвигателю опоре,
и другую, направленную вниз, которая вследствие жесткости вала и
значительных зазоров в коренных подшипниках может возникнуть не
на второй, а на третьей, четвертой и частично даже на пятой опоре. При
этом дополнительному изгибу подвергаются участки вала, отдаленные
от электродвигателя. Это обстоятельство должно быть учтено при опре-
делении напряжений, испытываемых валом.

Изгибные напряжения, вызываемые весом ротора и силами магнитного
притяжения, существенно снижаются, если статор при монтаже сместить
вниз, с тем чтобы зазор между ним и ротором в верхней части стал меньше,
чем в нижней. В этом случае силы магнитного притяжения направлены
вверх и суммарное усилие будет меньшим. Это обстоятельство может быть
использовано для уменьшения изгибных напряжений в валах компрессо-
ров с консольными электродвигателями.

В качестве материалов для коленчатых валов средних и крупных ком-
прессоров применяют сталь 40 и для малых компрессоров сталь 40Х,
предусматривая термическую обработку (улучшение) заготовки. Меха-
нические свойства стали 40 после термообработки: ов 560 Мн!м2', от

300 Мн!м*', о»! 260 Мн!м2-, 65 17%; ф 32%; ан 400кдж!м2;
НВ^ 146. К легированным сталям прибегают редко, так как при раз-
мерах вала, выбираемых по условиям жесткости, обычно не возникает
в этом необходимости.

Заготовки валов небольших и средних размеров в серийном произ-
водстве получают штамповкой. Преимуществом такого способа, помимо
его технологической целесообразности, является более высокая проч-
ность вала, так как волокна его не перерезываются при обработке
колена.

Коленчатые валы отливают также из магниевого (высокопрочного)
чугуна. Преимущества литых валов, благодаря которым они находят все
более широкое применение, состоят в возможности получения более благо-
приятных конструктивных форм вала, высоких антифрикционных качест-
вах сверхпрочного чугуна, значительно меньших затратах металла и мень-
шей трудоемкости изготовления. Кроме того, литые валы более надежны
в эксплуатации, так как сверхпрочный чугун, не уступая стали по прочно-
сти, менее чувствителен к надрезам и обладает более высокой циклической
вязкостью, что снижает напряжения в условиях крутильных колебаний.

ШАТУНЫ

У горизонтальных компрессоров длина шатуна I = (4,5ч-5) г, где г —
радиус кривошипа. У вертикальных компрессоров / = (4-*-4,5) г. С умень-
шением I сокращается длина или высота компрессора, но увеличивается
давление на башмак крейцкопфа или боковую поверхность тронкового
поршня.

При выборе конструкции и материала шатуна следует учитывать важ-
ность уменьшения его массы в сочетании с необходимой прочностью и
жесткостью.

В малосерийном производстве шатуны изготовляют коваными с точе-
ным (круглого или трубчатого сечения) стержнем, слегка конусным по
длине. В производстве средними и крупными сериями применяют штампо-
ванные шатуны со стержнем двутаврового сечения.

Кривошипную головку шатуна у коленчатого вала выполняют откры-
того типа с отъемной крышкой, которую крепят шатунными болтами
(рис. VII.121, а).

Вкладыш кривошипной головки — тонкостенный, состоящий из двух
половин, конструктивно подобен тонкостенному вкладышу коренного
подшипника (рис. VII. 128). Втулка крейцкопфной головки выполняется
неразъемной (рис. VII. 122), запрессованной в тело шатуна. Для облегче-
ния поступления масла на рабочую поверхность втулки, в ней про-
резают продольные или винтовые канавки, число которых (от 18 до 24)
выбирают с учетом угловых отклонений шатуна, чтобы смазывалась
вся рабочая поверхность пальца крейцкопфа. Канавки выполняют неглу-
бокими, сквозными, с отверстиями для подвода масла, что важно не
только для смазки, но и для охлаждения и выноса образивных частиц.

В крейцкопфной головке компрессоров средней производительности
с успехом применяют игольчатые подшипники, надежные в условиях
длительной эксплуатации, особенно у машин одинарного действия, когда
сила, воспринимаемая шатуном, не изменяет своего направления. В под-
шипнике скольжения в этом случае вследствие односторонне выбранного
зазора затруднен доступ масла к нагруженной стороне вкладыша, что
значительно усиливает износы, особенно при недостаточном числе канавок
для подвода масла.

Для снижения удельных давлений на поверхность крейцкопфного
пальца при одностороннем направлении сил применяют шатуны со
срезанной частью крейцкопфной головки и неподвижно прикрепленным
к ней пальцем. При этом в передаче усилия участвует вся поверхность
пальца, прилегающая к неподвижному в крейцкопфе вкладышу
(рис. XI. 10).

Более целесообразным является выполнение, показанное на
рис. VII. 123, применимое и при двухстороннем действии сил. Палец,
состоящий из двух поперечно разделенных частей, неподвижно закреплен
в шатуне посредством стяжных болтов. При этом поверхность боковых
втулок крейцкопфа значительно больше, чем в крейцкопфной головке
шатуна обычной конструкции.

Для вертикальных компрессоров часто применяют шатуны, у которых
крейцкопфная головка выполнена в виде вилки (рис. IV.2). Вильчатый
шатун более сложен в изготовлении, но в сочетании с соответствующим
ему крейцкопфом открытого типа позволяет приблизить шток к пальцу
крейцкопфа и уменьшить высоту компрессора.

Для достижения жидкостного трения диаметральный зазор во вкла-
дыше кривошипной головки шатуна, устанавливаемый с учетом допу-
сков на изготовление, должен находиться в пределах (0,0007—0,0012) d
и во втулке крейцкопфной головки (0,0010—0,0018)d, где d — внутрен-
ний диаметр соответственно вкладыша и втулки.

Чистота рабочих поверхностей вкладышей шатуна должна быть не
ниже V8. Непараллельность осей вкладыша и втулки в шатуне допу-
скается не более 0,02 мм на длине в 100 мм. Перекос осей (скручива-
ние шатуна) не должен выходить за пределы 0,05 мм на 100 мм. •

Стержень шатуна рассчитывают по наибольшей из сил, вызывающих
сжатие или растяжение, допуская напряжение до 80—100 Мн!м2. Расчет
головок шатуна ведется на сложное напряжение по методу Р. G. Кина-

Рис. VII. 123. Шатун с пальцем, состоящим из двух половин, и крейцкопф
сошвили [13; 20]. Форма и размеры головок должны обеспечивать не
только прочность, но и достаточную жесткость.

Шатунные болты относятся к самым ответственным деталям компрес-
сора. Их разрыв приводит к наиболее тяжелым авариям, так как сильные
удары колена вращающегося вала по неподвижному после обрыва болтов
шатуну вызывают изгиб шатуна, повреждение вала, а иногда разрушение
станины и цилиндров, что в большинстве случаев означает полный выход
компрессора из строя.

Разрушения болтов происходят вследствие усталости материала
в местах концентрации напряжений. Для повышения их усталостной
прочности стержень болта утоняют на большей части длины
(рис. VII.121, б), выбирая его диаметр равным 0,80—0,85 от внутреннего
диаметра резьбы. Переходы утоненной части к центрующим пояскам
и к резьбе выполняют радиусом не менее 0,5d, а к головке — (0,15 ч-
-ч-0,20) d, где d — внешний диаметр резьбы. Чистота поверхности стержня
болта должна быть не ниже V8. Изготовление резьбы лучше всего про-
изводить накаткой после термической обработки и предварительной
нарезки. Термическая обработка после нарезки и накатки не допускается.
Для прочности резьбовой части болта предусматривают скругление
впадин резьбы радиусом г =0,144 5, где 5 — шаг резьбы. Рекомендуется
применение мелких резьб, при которых прочность болта выше, чем при
крупных резьбах. Значительно повышает усталостную прочность болта
устройство ступенчатых гаек, работающих на растяжение, у которых
опорная поверхность расположена выше входа болта в гайку
(рис. VI 1.121, б). Во избежание добавочных напряжений от изгиба
опорные поверхности головки болта и гайки, равно как и сопряженные
с ним поверхности у шатуна и его крышки, должны быть перпендику-
лярны оси болта.

Конструктивно диаметр шатунного болта приблизительно равен
(0,18ч-0,25) D, где D — диаметр шейки коленчатого вала. При этом рас-
стояние между болтами составляет (1,2-i-1,3) D. Расчет шатунных болтов
производят на усталостную прочность с учетом концентрации напряже-
ний [20], допуская запас прочности п = 2,5-5-4,0. Предварительное
определение сечения болта [6 по внутреннему диаметру резьбы производят,
рассчитывая его на действие статической силы Ртах, в качестве которой
выбирается большая из двух сил: растягивающая шатун при работе ком-
прессора под нагрузкой или сила инерции / (н) в ВМТ, равная

I = raz[ms(l 4- Х) + (щвр— ткр)],	(VI 1.107)

где ms> тер и ткр — соответственно масса возвратно движущихся частей,
масса шатуна, отнесенная к массе вращающихся частей и составляющая
0,7—0,8 всей его массы, и масса крышки шатуна, кг.

При этом величина f6 (м2) равна
f   Ршах
Тб ~ г [а]р ’

где г — число шатунных болтов; [о]р = 60-5-80 — допустимое напряже-
ние растяжения (Л1н/.и2).

Сила затяга шатунного болта должна контролироваться. Ее вели-
чину Тзат («) следует выбирать равной

Лат = (2,5- 3,0)^.

Стопорение гайки шатунного болта должно производиться в положе-
нии, соответствующем заданной силе затяга. Для этого у крупных шату-
нов гайку выполняют с зубчатым венцом, а находящуюся в зацеплении
с ним планку укрепляют на крышке шатуна. Более простым и удобным
является выполнение гайки с закраиной, отгибаемой в пазы болта
(рис. 121, б).

Шатуны изготовляют из стали 40 или 40Х. Материалы для тонкостен-
ных вкладышей кривошипной головки те же, что и для вкладышей
коренных подшипников. Втулки крейцкопфной головки изготовляют
из бронзы БрОЦС 5—5—5 по ГОСТу 613—65. Состав бронзы вкладышей
в компрессорах фирмы «Дюжарден» (рис. VII.122): 7,7% РЬ; 7,7% Sn;
0,5% Zn; 0,08% Р; 0,9% Ni; остальное Си. Механические свойства этой
бронзы: ов = 240 Мн/м2; от = 160 Мн/м2; 6 = 15%; ф = 13,5%; ан =
= 150 кдж/м2 (% 1,5 кГм/см2); НВ^ъкн80. Внутренняя поверхность
втулок подвергается лужению припоем ПОС-60 и имеет заливку баб-
битом Б2, толщина которой вместе [с полудой — 0,25 мм.

Материалом для изготовления шатунных болтов служат стали 38ХА,
40Х, 40ХН и 20ХНЗА, причем последняя марка рекомендуется для болтов
напряженных и большого сечения.

КРЕЙЦКОПФЫ И ПОЛЗУНЫ

Различают два конструктивных типа крейцкопфов: закрытый и откры-
тый. Закрытый тип характеризуется внутренним расположением головки
шатуна. Открытый тип, применяемый лишь в вертикальных компрессорах,
рассчитан на сопряжение с вильчатым шатуном, головка которого охваты-
вает крейцкопф снаружи.
Крейцкопфы выполняют с отъемными башмаками (рис. VII. 124) и
цельными. Отъемные башмаки дают возможность регулировать с помощью
прокладок зазор между крейцкопфом и параллелями рамы при сборке
и в случае износа башмаков. Материалом корпуса служит стальное литье
или поковка. Башмаки отливают из чугуна или алюминиевых сплавов.
Цельные крейцкопфы для небольших компрессоров отливают из чугуна
(рис. VII. 125, а), а для средних и крупных — из стали (рис. VII. 125, б).

Преимущество цельных крейцкопфов, применяемых в последнее
время и для крупных компрессоров, в меньшей массе, простоте конструк-
ции и, главное, в возможности более точного изготовления.

У компрессоров двойного действия нормальная составляющая при
прямом и обратном ходе направлена так, что крейцкопф постоянно прижат

Рис. VII. 124. Крейцкопф с отъемными башмаками

к одной параллели (за исключением небольших участков хода у мертвых
точек, где происходит расширение газа из мертвого пространства и нор-
мальная составляющая имеет обратный знак). У горизонтальных П-образ-
ных и Г-образных компрессоров валу задают вращение «на крейцкопф».
Тогда нормальная составляющая на прямом и обратном ходе направлена
вниз (рис. VII.126). При обратном направлении вращения вала крейцкопф
периодически поднимается к верхней параллели и в случае повышен-
ного зазора, работа машины сопровождается стуком крейцкопфа о парал-
лели. При расположении механизма движения по обе стороны вала, как
это имеет место у оппозитных компрессоров, вращение вала для части
рядов имеет неблагоприятное направление, т. е. происходит «от крейц-
копфа». В этом случае для устранения стуков величину зазора между
башмаком и параллелью выбирают малой, соответствующей ходовой
посадке по 2-му классу точности.

У вертикальных компрессоров станины устраивают с одной парал-
лелью, а крейцкопф с одним башмаком, закрепленным накладными план-
ками для предотвращения отрыва от параллели.

В кривошипном механизме крейцкопф воспринимает нормальную
составляющую N, которая возникает под влиянием результирующей
поршневой силы Р:

V = Ptgp,

где Р — угол между осями шатуна и цилиндра.

В наиболее неблагоприятном случае Р достигает максимума вблизи
середины хода поршня, тогда

тих =	(VII.108)

где

= — = tg pmax.

На проекцию опорной поверхности башмака можно допустить удельное
давление

£тах — 0,6-4-0,8 Мн/м2,

У компрессоров средней и большой производительности башмаки зали-
вают малооловянистым баббитом. Заливка отсутствует у башмаков, изго-
товленных из алюминиевых сплавов, и у малых чугунных крейцкопфов,
выполненных заодно с башмаками, у которых несущая поверхность зака-
лена (рис. VII.125, а). По концам башмаков имеются клиновидные скосы
с уклоном 1 : 50, предназначенные для создания масляного клина.

Посадка пальца крейцкопфа в корпусе должна быть плотной. Для
этого концы пальца и гнёзда в корпусе крейцкопфа делают конусными.
Применяют также цилиндрические пальцы с закреплением в разрезных
конических втулках. Получают распространение и плавающие пальцы
(рис. IV.6).

Материалом для пальцев служит сталь 20. Поверхность пальцев цемен-
тируют, закаливают и шлифуют. Во избежание закалки сердцевины пальца
при термообработке содержание углерода в стали 20 допускают не более
0,18%.

Максимальное удельное давление на палец kmax (н/м2) равно

=	(VI 1.109)

где Ртах — максимальная сила, действующая на крейцкопфную головку
шатуна, н*, I и d — длина и диаметр рабочей поверхности пальца, м.
Обычно принимают I = (1,14-1,3) d и допускают £тах = 154-20 Мн/м2.

Подвод смазки к пальцу осуществляют по шатуну или от масляных
канавок на поверхности рабочего башмака через отверстие в корпусе
(рис. VII.124 и VII.125).

Соединение крейцкопфа со штоком должно быть напряженным, удоб-
ным для разборки и допускающим регулировку зазора между поршнем
и крышками цилиндра. Для небольших и средних компрессоров поль-
зуются соединением посредством резьбовых втулок (рис. VII.125, а).

В крейцкопфе рис. VII.125, б присоединение штока осуществлено
посредством фланца, навернутого на шток, и четырех шпилек. Преиму-
щество такого соединения в возможности угловых смещений в сочленении
крейцкопфа со штоком. Регулируя затяг шпилек, достигают полного
прилегания крейцкопфа к параллели. Для возможности корректировки
радиального смещения осей хвостовик штока свободен в гнезде крейц-
копфа, но фиксируется посредством радиально расположенных установоч-
ных винтов.1 Корпус крейцкопфа имеет малую длину, что удобно для
короткоходных машин с малым окном в направляющих.

У крупных компрессоров наиболее распространено муфтовое соеди-
нение крейцкопфа со штоком (рис. VII. 124). Муфта, состоящая из двух
половин, охватывает бурты на хвостовике крейцкопфа и на гайке штока.
Вращением гайки шток подается до упора его торца в гнездо корпуса
крейцкопфа, чем обеспечивается напряженность соединения. Зазоры
между поршнем и крышками цилиндров регулируют дистанционной
шайбой под торцом штока. В конструкции по рис. VII. 124 положение
штока и муфты фиксировано штифтом 1 и винтом 2. Для защиты от

1 Авторское свидетельство № 205452.
самоотвинчивания гайки 3 служит короткая зубчатая рейка 4, которая
входит в зацепление с зубчатым венцом гайки.

Компрессоростроительные заводы США, а также западноевропейские,
работающие по лицензиям этих заводов, предпочитают соединение, в кото-

ром шток ввинчивается непосредственно
в тело крейцкопфа (рис. VII.127, а). Такое
соединение, требуя меньше места, позво-
ляет сократить длину машины. Оно также
удобно для регулирования зазоров между
поршнем и крышками цилиндра. Однако
сборку с крейцкопфом приходится произ-
водить, вращая шток с поршнем. В связи

Рис. VII. 127. Резьбовое соединение штока с крейцкопфом (а) и
конструкции контрящих гаек: нормальной (б) и утяжеленной (в)

с этим поршни, движущиеся горизонтально, должны иметь несущую
поверхность не по дуге, а по всей окружности.

Для фиксации штока служит разрезная контргайка (рис. VI 1.127, б)
с конусом, которым она входит в гнездо крейцкопфа. Контргайка такого
вида при затяге плотно охватывает резьбу на участке против конуса,
438
что дает равномерность нагрузки на витки и повышение прочности резь-
бовой части штока.

Для уравнивания масс возвратно движущихся частей в противолежа-
щих рядах оппозитного компрессора, если оно не достигается утяжеле-
нием поршня меньшего диаметра, предусматривают в одном из рядов
утяжеленную контргайку для крепления штока к рейцкопфу. Конструк-
ция утяжеленной контргайки дана на рис. VII.127, в. На рис. VII.127, айв
показано стопорение контргаек, которое должно быть весьма надежным.

Перекос осей в сочленении крейцкопфа со штоком усиливает износ
трущихся поверхностей крейцкопфа, шатуна и сальника и может вызвать
перенапряжение резьбовой части штока. Поэтому при изготовлении и
сборке крейцкопфа и штока требуется большая точность.

ПОДШИПНИКИ

Для компрессоров малой и средней производительности применяют
подшипники качения. Выбор их производят по коэффициенту работо-
способности С, который определяется так

С = 0,342&Л (n/t)0,3,	(VI1.110)

где Rcp — средняя радиальная нагрузка на подшипник, н; ke — коэф-
фициент, учитывающий влияние характера нагрузки на долговечность
подшипника, который для компрессоров следует выбирать в пределах
1,3—1,5; п — частота вращения, сект1; h — требуемая долговечность
работы подшипника в часах.

Значения коэффициента работоспособности для разных типов и раз-
меров подшипников установлены в соответствующих ГОСТах.

Долговечность работы подшипников принимают сообразно назначению
компрессора в пределах от 2000 до 50 000 ч. Из формулы (VII.ПО) следует,
что при уменьшении нагрузки вдвое долговечность работы подшипников
увеличивается в 10 раз.

Для определения средней радиальной нагрузки Rcp строят диаграмму
изменения реакции подшипника по углу поворота вала, и, разделив
диаграмму по длине на г равных участков, находят для каждого из них
среднее значение R19 R2, • • •, Rz- Величину Rcp, учитывая зависимость
(VII.ПО), вычисляют по формуле

3>33 Г~------------------------

Rcp= y^(Z?3,33+/?3,33+ ...+/?з,зз)# (VII.Ill)

Кроме переменных поршневых сил и сил инерции в расчет принимают
влияние противовесов, натяжение ремня (в случае ременной передачи)
и вес маховика.

Подшипники скольжения применяют для многоколенчатых валов и для
валов компрессоров средней и большой производительности.

Величина диаметрального зазора, устанавливаемая в подшипниках
в соответствии с гидродинамической теорией смазки, обычно находится
в пределах (0,00074-0,0012) d, где d — диаметр шейки. Большие значения
соответствуют меньшим диаметрам.

Смазку к подшипнику подводят с ненагруженной его стороны. Место
подвода смазки как к коренным, так и к шатунным подшипникам опреде-
ляется построением векторной диаграммы. На рабочую поверхность масло
поступает по круговой канавке снаружи вкладыша и радиальным отвер-
стиям.

Нагруженная поверхность подшипника не должна иметь канавок.
В результате устройства сквозных и несквозных канавок несущая
способность подшипника снижается. Точно также нежелательны клиновид-
ные канавки (холодильники) в месте стыка вкладышей. Вместо них преду-
сматривают узкие сквозные скосы глубиной 0,02—0,08 мм и шириной
около 6—10 мм, которые служат лишь для предотвращения разрыва
масляной пленки при неточном сопряжении частей вкладыша. Круговые

канавки допускаются в случаях, когда
они требуются для непрерывного подвода
масла к подшипникам шатуна или корен-
ным подшипникам.

Вкладыши подшипников состоят из
двух одинаковых частей, выполненных
таким образом, что находящаяся снизу
может быть вынута без подъема коленча-
того вала. В современных компрессорах
применяют тонкостенные вкладыши (рис.
VII. 128), толщина которых (заданная
с большой точностью) равна (0,024-0,05) d,
где d — внутренний диаметр вкладыша.
Такие вкладыши не имеют прокладок в сты-
ках. Они обрабатываются и контролиру-
ются в калибре таким образом, чтобы
конец вкладыша, нагруженный силой Q,
составляющей около 10—15% поршневой
силы, выступал над поверхностью калибра

Рис. VII. 128. Упорный подшипник (а) и чертеж тонкостенного вкладыша (б)

на (0,0006-?-0,0009) d (рис. VII.128,6). При этом условии внешняя по-
верхность вкладыша, прижатого крышкой подшипника, точно повторяет
цилиндрическую форму гнезда рамы, чем обеспечивается правильная
форма зазора, необходимая для образования масляного клина. Вкладыши
фиксируют в подшипнике, препятствуя осевым смещениям и проворачи-
ванию. Расчет усилий затяжки подшипников с тонкостенными вклады-
шами приведен в литературе [74].
Для увеличения несущей способности подшипника при прогибе вала
применяют гиперболическую расточку внутренней поверхности вкла-
дыша, при которой диаметр вкладыша в средней части на 0,0005 d меньше,
чем по краям. Гиперболическая расточка производится движением
резца под углом а = 2° к образующей цилиндрической поверхности
(рис. VII.128, б). Рабочую поверхность вкладыша получают чистовой
расточкой алмазным резцом. Шабровка тонкостенных вкладышей не допу-
скается, так как она резко ухудшает условия смазки и снижает несущую
способность подшипника.

Тонкостенные вкладыши выполняются двухслойными из бронзы
БрОЦС 3—12—5 с заливкой баббитом Б2, толщина слоя которого равна
0,25—0,8 мм или для экономии бронзы — трехслойными, с наружным
слоем из стали. Толщину заливки выбирают минимальной с учетом
износа — с уменьшением толщины увеличивается допустимая нагрузка.
Баббит Б2 (состав: 1,5—2,5% Sn; 0,15—0,40% Са; 0,15—0,30 Na;
0,03—0,10% Mg; остальное РЬ с ограничением примесей: Bi 0,2%;
Си 0,15%; Sb 0,2%; прочих — не более 0,3%) обладает способ-
ностью хорошо соединяться с основой вкладыша и при малых толщинах
менее склонен к выкрашиванию, чем баббит Б83, также обладающий
высокими антифрикционными качествами, но применяемый при боль-
ших толщинах заливки.

При стальных каленых или азотированных валах вкладыши выпол-
няют стальными (сталь 10 по ГОСТу 1050—60), но вместо баббита зали-
вают свинцовистой бронзой БрСЗО по ГОСТу 493—54 (толщина слоя
2—2,5 мм). Для улучшения первоначальной приработки вкладышей их
внутреннюю поверхность покрывают слоем свинцово-оловянистого сплава
(92% РЬ; 8% Sn) толщиной 10—15 мкм, который наносится электролити-
ческим способом. Внешнюю поверхность вкладыша подвергают электро-
литическому омеднению с толщиной слоя 5—8 мкм, чем повышают плот-
ность прилегания к поверхности подшипника. Наряду с такими вклады-
шами применяют также штампованные из биметаллической ленты, состоя-
щей из стали, плакированной алюминиевым сплавом АСМ (3,5—4,5 Sb;
0,3—0,7% Mg; остальное Al), либо сплавами А-9—1 и А-20—1. При вкла-
дышах из такой ленты зазоры в подшипниках должны быть на 30—40%
больше, чем при заливке баббитом или свинцовистой бронзой.

Благодаря правильной геометрической форме износ тонкостенных
вкладышей мал и замена их требуется не ранее чем через 30 000—50 000 ч
работы.

Крышка подшипника не только закрепляет вкладыш, но и вместе с гнез-
дом рамы придает ему правильную цилиндрическую форму. Для этого
крышка выполняется жесткой и во избежание смещений устанавливается
д
в фундаментной раме по посадке —.

В упорном подшипнике кроме тонкостенного вкладыша закрепляются
кольца-наладки, расположенные по обе стороны подшипника и состоящие
из двух полуколец, выполненных с заливкой баббитом (рис. VII. 128, а).

Для контроля температуры масла в подшипниках крупных компрес-
соров предусматривают гнездо под термометр. Отверстие гнезда заканчи-
вают в непосредственной близости от вкладыша.

СТАНИНЫ И РАМЫ

Неразъемные станины небольших компрессоров имеют боковые крышки,
в которых расположены подшипники. Станины вертикальных компрессо-
ров средней и большой производительности делают для установки вала
с горизонтальным разъемом по его оси (рис. IV.2). В стенках станин
предусмотрены окна для установки и крепления шатунов, а также для
наблюдения за подшипниками. Ради удобства сборки и ремонта станины
крупных вертикальных компрессоров выполняют с открытыми (односто-
ронними) параллелями.

Рамы малых оппозитных компрессоров делают цельными (рис. VII. 129),
крупных — составными, состоящими из фундаментной рамы с коренными
подшипниками и присоединенных к ней направляющих (рис. IV.5, а).
Переходной деталью от направляющих к цилиндрам различных диаметров
часто служит отъемный фонарь (см. рис. IV.9). Фундаментные рамы имеют
со стороны двигателя два коренных подшипника (рис. VII.130), но у ма-
лых и средних компрессоров с легким ротором электродвигателя ограни-
чиваются одним (рис. VII.129).

Для обслуживания сальника фонарь станины или рамы имеет окна.
В направляющих (рис. VII. 131) с внутренним фланцем они должны быть
достаточно большими, так как через них приходится затягивать гайки
на шпильках крепления цилиндра.

Основные конструктивные размеры рамы определяются размерами
сопряженных с ней деталей: вала, шатуна, крейцкопфа и цилиндра.
Проектирование рамы начинают поэтому с разработки сопряженных мест.
Высоту Н — расстояние от оси до опорной плоскости рамы — выбирают,
исходя из условия достаточной жесткости сечения под коренными под-
шипниками в пределах Н — (2н-2,5) d, где d — диаметр коренной шейки
вала.

Станины или рамы и направляющие отливают из серого чугуна. После
предварительной обработки их подвергают старению.

Для средних и крупных компрессоров применяются также сварные
станины и рамы.

Станины и рамы, осуществляющие внутреннюю силовую связь между
цилиндрами и коренными подшипниками, должны обладать достаточной
прочностью и жесткостью. Симметричные станины вертикальных компрес-
соров, находящиеся преимущественно под действием растягивающих
и сжимающих сил, лучше отвечают этим требованиям, чем рамы горизон-
тальных компрессоров, работающие также на изгиб.

Для повышения жесткости фундаментных рам оппозитных компрессо-
ров над подшипниками предусматривают распорные брусья со сквозной
анкерной стяжкой (рис. VII.130). Площадь поперечного сечения чугун-
ных брусьев в связи с их упругой податливостью не должна быть меньше
пятикратной площади сечения стяжек, а посадку их следует осуществлять
с натягом, достигающим 0,2—0,3 мм, рассчитанным так, чтобы после
затяжки стяжек длина брусьев сократилась до первоначального размера
проема в раме. Тогда боковые стенки рамы вернутся в положение, в кото-
ром привалочные плоскости под направляющие по обе стороны рамы
параллельны друг другу. Обработку привалочных плоскостей, целесооб-
разно производить после затяжки стяжек, закрепляющих распорные
брусья.

В рамах оппозитных компрессоров наиболее податливы боковые пло-
ские стенки, к которым присоединяются направляющие. Если коленчатый
вал выполнен с раздельными коленами для противолежащих рядов, то
в раме между двумя подшипниками находится только одно колено
(рис. IV.6). В этом случае жесткость боковой стенки рамы намного выше,
чем в рамах оппозитных компрессоров с парными коленами между двумя
подшипниками, так как место крепления направляющих расположено
у них не симметрично относительно подшипников и несущих их попереч-
ных стенок. Косой изгиб боковой стенки у таких рам вызывает боковые
442
443

Рис. VII. 129. Конструкция фундаментной рамы с прилитыми параллелями для малой оппозитной базы
ондо^э/з
Ж оноепуои
СП

Б~Б

Рис. VII. 130. База 4М10 четырехрядного оппозитного компрессора (S = 0,220 м\ поршневая сила — 100 кн)
смещения (вибрацию) направляющих и цилиндров при работе компрес-
сора. Для уменьшения изгиба стенок фланцам для крепления направляю-
щих к раме придают прямоугольную форму и выполняют достаточно
высокими, заканчивающимися у верхней кромки рамы. Плоские стенки
рамы у этих фланцев усиливаются ребрами, а в верхней части предусмат-
ривают продольные полки большой жесткости (показаны в поперечном
сечении рамы на рис. VIL130).

Своеобразно решена фундаментная рама компрессора, показанного на
рис. IV.4. В ней для повышения жесткости направляющие двух противо-
лежащих рядов отлиты заодно с половиной фундаментной рамы. Четырех-
рядная рама состоит из двух одинаковых частей с поперечным разъемом.
В такой конструкции внутренние силовые связи между цилиндрами и ко-
ренными подшипниками осуществляются только по продольным и наклон-
ным стенкйм, — но поперечный разъем в этом случае вследствие дефор-'

Рис. VII. 131. Консольная направляю-
щая с внутренним фланцем у ци-

линдра

мации рамы трудно уплотнить и пред-?
отвратить течь масла.	f

Иногда наблюдаются случаи обрыва
шпилек и появления трещин в нижней'
части фонаря направляющей у фланца
крепления цилиндра. Как правило, они

Рис. 132. Распределение сил, дей-
ствующих на фланцы рамы

являются следствием недостаточной жесткости направляющей и нера-
венства ее упругих деформаций по окружности фланца. Нижняя часть
направляющей, усиленная опорными стенками и жестко связанная
с фундаментом, мало деформируется и остается практически неподвиж-
ной по всей длине от фланца до коренных подшипников, верхняя же
часть более податлива, особенно при фонаре выпуклой формы. Вслед-
ствие этого при работе компрессора происходит перекос фланца, и на-
грузка на него со стороны цилиндра передается преимущественно ниж-
ними шпильками, которые оказываются перегруженными. В периоды
действия растягивающих сил верхняя часть перекосившегося фланца может
оказаться прижатой к цилиндру, тогда нижние шпильки будут нагружены
не только всей силой, действующей по штоку, но и некоторой добавочной
силой (рис. VII.132). Жесткость верхней и нижней частей направляющей
должна быть по возможности одинакова, поэтому направляющую не сле-
дует выполнять с подливкой к фундаменту.

Жесткое соединение не рекомендуется еще и потому, что вследствие
упругой податливости рамы и направляющих на фундамент действует
значительная часть поршневой силы. Под ее влиянием, а также под влия-
нием температурных деформаций машины, часто происходит разрыв фун-
дамента с образованием трещин или сдвиг направляющей по фундаменту.
Для освобождения фундамента от несвойственных ему нагрузок целесооб-
разно устанавливать направляющие на скользящих, шарнирных или изги-
446
бающихся опорах. Конструкция шарнирной опоры стержневого типа 1,
разработанная для направляющей оппозитной базы Ml0, показана на
рис. VII.133. Опора выполнена с двумя сферическими шарнирами, имеет

клиновую подтяжку для возможности точной регулировки высоты и может
воспринимать усилия сжатия и растяжения. Это необходимо в связи с тем,
что нормальная сила давления крейцкопфа на параллели в оппозитном
компрессоре направлена в одних рядах вниз, а в других вверх.

1 Авторское свидетельство № 193667.
В малых оппозитных компрессорах с цилиндрами сравнительно неболь-
шого веса опор под цилиндры не требуется и направляющие при доста-
точной жесткости можно выполнить консольными. Если опоры имеются

под цилиндрами, то под направляющими их можно не делать даже у круп-
ных компрессоров (рис. VII.35).

В оппозитных компрессорах в стыке между
фундаментной рамой и направляющей устана-
вливают прокладку толщиной 0,3—0,4 мм, пре-
дотвращающую вытекание масла. Вытекание
возможно и через отверстия для анкерных стя-
жек у распорных брусьев; поэтому эти отверстия
уплотняют посредством угловых прокладок или
заглубленных в паз резиновых колец.

Движением штока компрессорное масло вы-
носится из сальника наружу, а машинное масло

Рис. VII. 134. Маслосниматель

при отсутствии в станине маслоснимателя зано-
сится в цилиндр, что часто является причиной
не только излишнего расхода масла, но и обиль-
ного образования нагара в цилиндре. Для
устранения переноса масла в конструкции ста-
нины или рамы между параллелями крейцкопфа
и фонарем делают перегородку с маслоснимате-
лем (рис. VII.134). Кольца маслоснимателя,
варианты выполнения которых показаны на
рис. VII. 135, состоят из трех частей, стянутых
браслетными пружинами. Их устанавливают

в маслоснимателе так, что все они своими заостренными кромками напра-
влены в сторону механизма движения или часть из них — в обратную
сторону. Последнее требуется только в том случае, если поступление

Рис. VII. 135. Варианты
выполнения (а) и уста-
новки (б) колец масло-
снимателя

отработанной смазки из цилиндров в механизм движения также нежела-
тельно. Тогда отвод снятого масла производится раздельно. Число масло-
съемных колец, направленных в одну и другую стороны, принимают от
двух до пяти.
При сжатии взрывоопасных и токсичных газов, а также газов, вызы-

вающих сильную коррозию, предотвращают возможность поступле-
ния газа в полость рамы. В этом случае в корпусе маслоснимателя

кроме маслосъемных колец помещают уплотняющий элемент сальника

(рис. VII. 134).

Маслосъемные кольца выполняются из
бронзы. Их устанавливают в обоймах с
минимальным осевым зазором, необходи-
мым для свободы радиальных перемещений.

Многие заводы для уменьшения габа-
ритов машины не делают разделительных
перегородок в раме, а маслосниматель уста-
навливают в крышке сальника (рис. IV.14
и VII.118).

При смазке под давлением во избежа-
ние течи масла по валу за подшипником
предусматривают маслоуловитель. Его
роль особенно важна в случаях электро-
двигателя на общем валу с компрессором,
так как масло, попадая на обмотки двига-
теля, разрушает электроизоляцию. Такой
маслоуловитель (рис. VI 1.136) состоит из
разъемного маслосбрасывающего кольца,
закрепленного на валу, и разъемного ко-
жуха с маслоотводящим козырьком и от-
верстием в нижней части, размер которого
должен быть достаточен для свободного

Рис. VII. 136. Маслоуловитель

слива масла. Для большей

надежности отвода масла дополнительно предусмотрена перегородка
в виде листа.

При неточном или неправильно выполненном монтаже в раме могут
возникнуть значительные деформации и дополнительные напряжения,

Неправильно

Правильно

Неправильно

Правильно

Рис. VII. 137. Угловое смещение осей рам (а) и выносного
подшипника (б) для разгрузки вала и коренных подшипников

а в механизме движения нарушается точность сопряжения узлов и тру-
щихся поверхностей.

Для удобства регулирования положения рамы при монтаже в подошве
рамы предусматривают регулировочные винты. Они находятся вблизи
фундаментных болтов, но не ближе чем в 100 мм с тем, чтобы винты не
пришлись против колодцев под фундаментные болты.

Рамы компрессоров с электродвигателем между ними устанавливают
с небольшим наклоном друг к другу (рис. VII.137, а), выбранным так,
чтобы свести к нулю изгибающий момент, возникающий над промежуточ-

15 М. И. Френкель	449
ной опорой в вале под влиянием веса ротора электродвигателя. Этим
уменьшается нагрузка на подшипник рамы со стороны двигателя, а вал
разгружается от лишних напряжений. С той же целью несколько под-
нимают выносной подшипник (рис. VII. 137, б).

МУФТЫ, МАХОВИКИ, МЕХАНИЗМЫ

ДЛЯ ПРОВОРАЧИВАНИЯ ВАЛА

При соосном расположении компрессора и двигателя, вал которого
имеет собственные опоры, соединение валов производят посредством
муфты. Для малых компрессоров применяют эластичные и полуэластич-
ные муфты, причем последние преимущественно пальцевого типа, допу-
скающие небольшие радиальные и угловые смещения осей. Для облегче-
ния запуска двигателя внутреннего сгорания предусматривают муфты
фрикционные и центробежного действия. Последние устроены с двумя
грузовыми фрикционными колодками и снабжены пружинами, противо-
действующими центробежной силе (рис. VII. 138). При достижении дви-
гателем достаточных оборотов фрикционные колодки входят в соприкосно-
вение с внутренней поверхностью обода полумуфты на валу компрессора,
чем автоматически вводят его в действие.

Для компрессоров средней мощности с электрическим приводом при
необходимости частых включений применяют электромагнитные фрик-
ционные муфты, допускающие возможность пуска компрессора без раз-
грузки.

В крупных компрессорных установках вместо муфт валы компрессора
и двигателя соединяются фланцами посредством болтов, имеющих тугую
посадку в совместно обработанных отверстиях.

Размеры маховика, необходимого при приводе от двигателя внутрен-
него сгорания, при ременной передаче или эластичной и полуэластичной
муфтах, выбирают согласно требуемому моменту инерции, учитывая, что
на обод приходится приблизительно 0,9 момента инерции маховика.
Внешний диаметр маховика D определяют, исходя из окружной скорости
v 32 м/сек, допускаемой для чугунных маховиков, и конструктивно
принимают D < (44-6) S, где S — ход поршня компрессора.

Ширину обода маховика в случае ременной или клиноременной пере-
дачи определяют по ширине ремня или по числу и профилю клиновидных
ручьев.

Маховики небольших размеров укрепляют на валу клиновидными
врезными или призматическими шпонками, но с установкой на кониче-
ской разрезной втулке (см. рис. IV. 1).

Большие маховики, передающие на вал значительный и в большинстве
случаев знакопеременный момент, связывают с валом тангенциальными
шпонками.

Маховик или ротор электродвигателя крупных компрессоров снабжают
специальным зубчатым венцом, с которым входит в зацепление ручное
приспособление или приводной механизм для проворачивания вала.

Ручное приспособление состоит из рычага с храповым устройством.
Оно выполняется откидным или съемным с самовыключением, необходи-
мым в случае запуска компрессора с невыведенным из зацепления при-
способлением.

Приводной механизм для проворачивания состоит из электропривода
и редуктора с шестерней, которая вводится в зацепление с зубчатым
венцом маховика или ротора. В его конструкции предусматривают бло-
кировку, исключающую опасность пуска двигателя при невключенном
механизме для проворачивания,
450


Рис. VII. 139. Механизм для проворачивания,
встроенный в конструкцию базы крупного оппо-
зитного компрессора
Крупные синхронные электродвигатели отечественного производства,
выпускаемые для оппозитных компрессоров, выполнены с системой встреч-
ной вентиляции; в связи с расположением лопастей вентилятора на роторе
у них отсутствует зубчатый венец. Поэтому коленчатые валы крупных
оппозитных компрессоров имеют шестерню, насаженную на свободный
конец вала, а соединяющийся с нею механизм для проворачивания
(рис. VII.139) устанавливается на фундаментной раме компрессора.

Вращающий момент, который нужен для проворачивания разгружен-
ного компрессора, составляет 25—30% от номинального. Частоту враще-
ния вала компрессора при проворачивании выбирают в пределах 0,5—
3,0 мин-1. По условиям выполнения ремонтных работ механизм должен
обеспечивать возможность проворачивания вала компрессора в рабочем
и обратном направлениях вращения.
VIII СМАЗКА КОМПРЕССОРОВ

1.	ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К МАСЛАМ

Назначение смазки — уменьшать износ трущихся.поверхностей и сни-
жать расход энергии на трение. В компрессорах, как и в других поршне-
вых машинах, смазка выполняет также две вспомогательные функции:
охлаждает трущиеся поверхности механизма движения и повышает плот-
ность поршневых колец и сальников.

В компрессорах бескрейцкопфного типа смазку механизма движения
производят тем же маслом, которое служит для смазки цилиндров —
обычно компрессорным маслом, залитым в картер. В компрессорах крейц-
копфного типа для механизма движения обычно применяют индустриаль-
ные масла, а для цилиндров — компрессорные или другие масла или
жидкости соответственно сжимаемому газу, и смазка механизма движения
и сальников осуществляется раздельно.

Масла, используемые для смазки цилиндров, должны быть достаточно
вязкими при высоких температурах, так как от вязкости зависят смазы-
вающие свойства масла и его способность уплотнять зазор. Кроме того,
масла должны сохранять свои качества в среде сжимаемого газа. Послед-
нее требование является особенно важным при сжатии газов, способных
растворяться в масле или вступать с маслами в реакцию. Масла для смазки
цилиндров не должны образовывать эмульсий с водой.

Для смазки воздушных компрессоров должны применяться масла,
способные противостоять окисляющему действию кислорода воздуха при
температурах и давлениях в цилиндре. Многократно проводившиеся иссле-
дования взрывов воздушных компрессорных установок показали, что
причиной их является образование нагара в нагнетательном трубопроводе
и в ресивере.

Нагар образуется из лакообразной пленки, представляющей собой
загустевшее после испарения легких фракций масло. Откладываясь на
металлических частях и подвергаясь окисляющему действию горячего
воздуха, масляные отложения карбонизируются, образуя в конечной ста-
дии своего превращения соединения типа асфальтенов'и твердых углистых
образований — карбоидов. Таким образом, отложение нагара вызывается
окисляемостью масла. Согласно исследованиям, основную массу нагара
(до 50%) составляют асфальтогеновые кислоты, являющиеся продуктами
окисления масла. Вносимая воздухом пыль, отлагаясь вместе с нагаром,
способствует окислению масла и затвердению нагара.

Нагар, образующий на стенках узлов коммуникации слой значительной
толщины (иногда более 25 мм), является горючей массой, склонной
к воспламенению в случае достаточного повышения температуры. Следует
отметить, что само повышение температуры может явиться следствием
отложения нагара. Так, в случае пригорания колец к поршневым канав-
кам или при вызываемой нагаром потере плотности нагнетательных
клапанов происходит повторное сжатие горячего воздуха, вызывающее рост
температуры. Другой причиной повышения температуры бывает сужение
сечений трубопровода, вызванное отложением нагара, которое, увеличивая
сопротивление на пути сжатого воздуха, повышает давление нагнетания.
Рост температуры, в свою очередь, ускоряет образование нагара и, таким
образом, процесс его накопления протекает с возрастающей интенсив-
ностью.

Существенно, что взрыв смеси паров масла с воздухом возможен
только при содержании от 30 до 42 мг масла на 1 л воздуха. Расчет пока-
зывает, что в цилиндре невозможна такая концентрация масла даже при
самой обильной смазке. Следовательно, непосредственное возникновение
взрыва масловоздушной смеси исключено; он может произойти лишь
вследствие воспламенения нагара.

Причины воспламенения нагара мало изучены. Исследованиями дока-
зана активная роль в этом явлении окислов железа. Ржавчина является
катализатором, способствующим окислению масла. Весьма вероятно, что
в ряде случаев непосредственной причиной воспламенения нагара служит
искра механического или электрического происхождения, возникающая
в цилиндре или в нагнетательном трубопроводе вследствие механических
ударов или электростатических разрядов при движении частиц твердых
тел в потоке сжатого воздуха. Горение, возникнув в одной точке, посте-
пенно распространяется вдоль трубопровода, резко повышая в нем тем-
пературу и испарение масла из отложений нагара, содержащих до 30%
масла. В отдельных случаях концентрация паров достигает предела
взрываемости, и тогда горение завершается взрывом. В ряде случаев
взрыв протекает с детонацией, вследствие чего разрушение трубопровода
происходит сразу во многих местах и на большом участке.

Содержащиеся в нагаре кислоты вызывают коррозию цилиндров,
поршней и клапанов, а карбоиды, представляющие собой частицы высокой
твердости, способствуют их износу.

В результате проведенного фирмой «Атлас—Копко» (Швеция) обследо-
вания большого числа пневматических установок, оборудованных двух-
ступенчатыми компрессорами на давление 0,8 Мн!м\ установлено, что
обильное нагарообразование и самовоспламенение нагара происходит
только в нагнетательной линии компрессоров, но не наблюдается в меж-
ступенчатой линии, где достигается та же температура. Нагар накапли-
вается тем интенсивнее, чем длительнее находится масло в зоне горячего
воздуха высокого давления. Случаи самовоспламенения нагара наблю-
даются главным образом в средних и крупных компрессорах производи-
тельностью более 0,3 м3!сек. В малых компрессорах, у которых длина
нагнетательного трубопровода во много pafe меньше, а скорость движе-
ния воздуха больше, чем в крупных, самовоспламенения нагара не про-
исходит даже при более высоких температурах нагнетания. Так как с повы-
шением вязкости увеличивается размер капель масла, взвешенных в потоке
воздуха, то масло повышенной вязкости легче оседает на поверхности труб
и аппаратов и труднее увлекается потоком. Повышение вязкости масла при-
водит, таким образом, к увеличению времени пребывания масла в нагне-
тательном трубопроводе и усилению образования нагара. Применение
масла высокой вязкости особенно нежелательно при пониженной темпе-
ратуре нагнетания, так как при этом окисление масла происходит быстрее,
чем испарение. При равной вязкости масла одной фракции дают меньше
нагара, чем масла нескольких фракций. У последних легкие фракции
улетучиваются, а тяжелые дают нагар.

Образование нагара (без опасности взрыва) возможно и при сжа-
тии нейтральных газов — при температуре выше 140° С начинается
крекинг масла с выделением легких фракций и отложением тяжелого
остатка.

Для всех компрессоров, прежде всего для воздушных, рекомендуется
применять масла минимальной вязкости, допустимой по условиям механи-
ческого трения. Нагнетательные трубопроводы следует по возможности
выполнять короткими, прямыми, а поверхности их — гладкими и некор-
родирующими.

При выборе масел для смазки цилиндров нужно учитывать давление,
но руководствоваться главным образом температурами нагнетания. Для
воздуха, водорода, азота, углекислого газа, окиси углерода, коксового
газа и аммиака рекомендуемая кинематическая вязкость масла в зави-
симости от температуры нагнетания равна:

tH, °C........ 140	160	180	200

v при 50° С, сст	65	85—100	110—135	140—165

Для компрессоров, сжимающих высшие углеводороды и газы, раство-
римые в масле, следует применять масла, вязкость которых больше ука-
занной на 50%.

Обычно требуют, чтобы температура вспышки масла была на 20—50° С
выше температуры нагнетания. Однако роль температуры вспышки при
возникновении взрыва не следует переоценивать, так как предшествую-
щее взрыву горение нагара приводит к значительному превышению этой
температуры, а без горения нагара отсутствует опасная концентрация
паров масла в воздухе.

Для смазки цилиндров применяют хорошо очищенные масла, а для
воздушных компрессоров — только специальные компрессорные масла,
способные противостоять окисляющему действию воздуха. Для смазки
компрессоров низкого и среднего давления, предназначенных для воздуха
и других газов, при температуре нагнетания до 160° С применяют ком-
прессорное масло марки 12 («М») по ГОСТу 1861—54; при температуре
до 200° С и давлении до 35 Мн!м? — компрессорное масло марки 19 «Т»
по ГОСТу 1861—54; при более высоких температурах или давлениях
следует применять масло для прокатных станов марки П-28 по ГОСТу
6480—53 (типа «брайтсток»), относящееся к числу стабильных масел и име-
ющее температуру вспышки не ниже 285° С.

Для азота, водорода, азотноводородной смеси или других инертных
по отношению к маслу газов рекомендуются также масла: цилиндровое
легкое «24» по ГОСТу 1841—51, авиационные МС-20 и МК-22 по ГОСТу
1013—49 и цилиндровое тяжелое «38» по ГОСТу 6411—52, причем вязкость
выбранного масла должна соответствовать наибольшей температуре нагне-
тания по ступеням и конечному давлению газа.

Для кислородных компрессоров смазкой служит смесь дистиллиро-
ванной воды с 6—8% технического глицерина. Добавка глицерина к воде
улучшает ее смазывающие свойства. Применение минеральных масел
в этом случае совершенно исключено, так как при соприкосновении
со сжатым и нагретым кислородом они вступают с ним в реакцию, сопро-
вождающуюся взрывом. Смазка водноглицериновой смесью не обеспечи-
вает возможности длительной безостановочной работы. Поэтому совре-
менные кислородные компрессоры выпускаются в исполнении, при кото-
ром не требуется смазки цилиндров.

Смазку этиленовых компрессоров, применяемых в производстве поли-
этилена, лучше всего производить глицерином дистиллированным по
ГОСТу 6824—54. Из минеральных масел допускается применение масла
вазелиново1о медицинского по ГОСТу 3164—52. Использование других
минеральных масел не допускается по тон причине, что загрязнение ими
этилена снижает качество конечного продукта.

Для механизма движения при раздельной смазке рекомендуются масла
с кинематической вязкостью 40—70 сст при 50° С. Для средних и круп-
ных компрессоров применяют машинные масла по ГОСТу 1707—51:
индустриальное 45 (машинное «С») и индустриальное 50 (машинное «СУ»).
Кинематическая вязкость их соответственно равна 38—52 и 42—58 сст
при 50° С. Применяют также компрессорные масла 12 («М»), 19 (Т») и авиа-
ционные МС-20 и МК-22.

Следует учитывать возможность уноса масла по штоку из станины
в цилиндры и, если для смазки цилиндров требуется масло повышенной
вязкости, то для механизма движения следует применять более вязкое
масло.

Эффективным средством уменьшения износа и коррозии рабочих по-
верхностей цилиндров и механизма движения, повышения стабильности
и сокращения расхода масел является применение специальных приса-
док — противоокислительных и противоизносных. При сжатии газов,
содержащих примеси, вызывающие значительное нагарообразование,
к маслам для смазки цилиндров добавляют комбинированные присадки,
сообщающие маслам также способность растворять и отмывать нагар.

К маслам для смазки механизма движения многооборотных компрес-
соров для устранения пенообразования добавляют антипенную присадку
марки ПМС-200А (по МРТУ-6—02—260—63), которую вводят в отноше-
нии 0,003—0,005% к массе масла.

2.	НОРМЫ РАСХОДА МАСЛА

Наиболее строго ограничивают смазку цилиндров воздушных компрес-
соров. Расход масла для цилиндров низкого и среднего давлений следует
определять, исходя из норм, рекомендованных Страстбургским конгрес-
сом по маслам: 0,0025 г на 1 м2 смазываемой поверхности для горизон-

Рис. VIII.1. График для определения удельного рас
хода масла [121]

тальных компрессоров и
0,002 а на 1 л<а—для вер-
тикальных.

Часовой расход масла
т (г/ч) составляет

m = 7200gnDSn, (VII 1.1)
где D — диаметр цилин-
дра, м; S — ход поршня, м;
п — частота вращения,
сек-1; g — расход масла
на 1 м2 смазываемой по-
верхности, г/м2.

Для повышенных давлений значения g определяются по рис. VIII.1.

Для газовых компрессоров, в которых не происходит образования

нагара, можно рекомендовать те же нормы расхода масла или повышен-
ные на 50%, а для компрессоров коксового газа при недостаточной его
очистке — увеличенные в 2—3 раза.

Расход масла в сальниках составляет 0,01—0,03 г на 1 м2 смазываемой
поверхности штока, причем большие значения указаны для сальников
высокого давления.

В новых компрессорах на время приработки поршней и цилиндров,
которое у больших компрессоров длится до двух недель, подвод масла
удваивают.
Потери масла в системе циркуляционной смазки механизма движения
составляют в месяц около 5—20% минутной производительности насоса.
Смену масла производят через 3—6 месяцев, не допуская содержания
воды в масле более 2,5%, твердых включений более 2%, значения кислот-
ного числа (в мг КОН на 1 г масла) более 1,5 и повышения вязкости
более, чем на 25%.

3.	СМАЗКА ЦИЛИНДРОВ

Смазку цилиндров производят одним из трех способов: разбрызгива-
нием масла, залитого в картер; вводом распыленного масла в поток всасы-
ваемого газа и подачей масла под давлением непосредственно на рабочие
поверхности.

Смазку цилиндров разбрызгиванием осущест-
вляют только в компрессорах бескрейцкопфного типа.

Масло, разбрызгиваемое шатунами, оседает на открытой части поверх-
ности цилиндра и при движении поршня наносится им на остальную
часть рабочей поверхности цилиндра.

При смазке разбрызгиванием трудно регулировать расход масла,
уносимого в цилиндры: он, как правило, больше нужного по нормам.
При плохом прилегании поршневых колец к поверхности цилиндра унос
масла особенно велик. Для снижения расхода устанавливают на поршне
два маслосъемных кольца и уменьшают до минимума зазор между цилинд-
ром и поршнем. Сокращения расхода масла можно также достигнуть сни-
жением уровня заливки масла в картер.

Смазку цилиндров вводом распыленного масла
в поток всасываемого газа производят чаще всего в ком-
прессорах бескрейцкопфного типа в тех случаях, когда она не может быть
осуществлена разбрызгиванием, в частности, в одноцилиндровых двух-
ступенчатых компрессорах с I ступенью со стороны крышки. Иногда
распыленное масло захватывается из картера, для чего часть газа засасы-
вается через его полость. В многоступенчатых компрессорах бескрейц-
копфного типа цилиндры высокого давления не примыкают к картеру
и смазываются распыленным маслом, которое поступает вместе с газом из
цилиндров низкого давления. При таком способе смазки между ступе-
нями компрессоров либо вовсе не устанавливают маслоотделителей, либо
рассчитывают их на удаление конденсата и только части масла.

Способ смазки вводом распыленного масла в поток всасываемого газа
упрощает систему смазки — при сжатии от атмосферного давления отпа-
дает надобность в устройствах для принудительного ввода масла. При-
менение его в компрессорах сверхвысокого давления, выполненных с порш-
нем вместо плунжера (рис. VII.19), устраняет необходимость в масляных
каналах, ослабляющих цилиндры

При смазке распыленным маслом лишь часть его попадает на рабочую
поверхность цилиндров. Кроме того, вследствие тесного контакта с горя-
чим газом, масло теряет свои качества. Поэтому смазка, осуществляемая
таким способом, не может считаться совершенной.

Смазку цилиндров подачей масла под давле-
нием применяют в компрессорах крейцкопфного типа.

В цилиндры горизонтальных компрессоров осуществляют ввод масла
в верхней точке, а при больших диаметрах цилиндров — дополнительно
в боковых и нижних точках. У вертикальных компрессоров в зависимости
от размеров цилиндра устраивают один ввод или несколько на равных
расстояниях по окружности и располагают их в плоскости, соответствую-
щей среднему положению верхнего поршневого кольца (см. стр. 309).
Смазку сальников производят также под давлением, для чего преду-
сматривают один, а на ступенях высокого давления — два или три ввода.

Учитывая необходимость регулирования подачи масла, а также раз-
личие давлений в цилиндрах различных ступеней, для смазки цилиндров
применяют лубрикаторы, представляющие собой многоплунжерные насосы
с отдельными насосными элементами, каждый из которых питает только
одну точку смазки.

Типичная схема маслопровода для смазки цилиндров и сальников по-
казана на рис. VIII.2. Маслопровод выполняют из бесшовных холодно-

Рис. VIII.2. Схема маслопровода для смазки цилиндров и сальников оппозитного
компрессора

тянутых стальных или медных труб, обычно с внутренним диаметром
в 4 мм, которые должны быть тщательно очищены, а стальные освобож-
дены от ржавчины.

Лубрикаторы выполняют различными по числу насосных элементов
и по давлению подачи. Число насосных элементов выбирают по числу
точек смазки с учетом одного-двух запасных. При большем числе точек
смазки устанавливают несколько лубрикаторов с общим приводом. Емкость
резервуара лубрикаторов выбирают из расчета минимального времени
работы без пополнения маслом, составляющего примерно 10 ч. Предель-
ное давление подачи, на которое рассчитан лубрикатор, следует выбирать
равным или большим среднего между давлениями всасывания и нагнетания
последней ступени компрессора. В компрессорах сверхвысокого давления
для смазки цилиндров последних ступеней устанавливают отдельные
лубрикаторы.

Среди разновидностей лубрикаторов, применяемых для компрессоров,
распространены преимущественно лубрикаторы золотникового и клапан-
ного типов. Тот и другой имеют индивидуально регулируемую подачу
каждого из элементов и каплеуказатель, позволяющий контролировать
ее величину. Лубрикаторы снабжены сетчатым фильтром для масла и масло-
мерным стеклом.

В лубрикаторе золотникового типа (рис. VIII.3, а) насосные элементы
расположены вокруг вертикального вала, который несет два профили-
рованных диска. Верхний из них 1 приводит в действие плунжеры 3
насосов, а нижний 6 — распределительные золотники 2. Диски профили-
рованы таким образом, что при каждом обороте вала золотник делает
один двойной ход, а плунжер — два хода. Расположение окон золотника
таково, что при первом ходе плунжера вниз масло из резервуара подается
по нижнему отводу 5 в каплеуказатель, а при втором ходе вниз масло,
поступившее из каплеуказателя, по верхнему отводу 4 нагнетается в ци-
линдр компрессора. Подачу регулируют вращением винта 7, которым
изменяют свободный ход в скобе плунжера.

В лубрикаторе клапанного типа (рис. VIII.3, б) насосные элементы
расположены в ряд и получают движение от общего горизонтального
коленчатого вала. Каждый насосный элемент имеет два плунжера. Плун-
жер 2 подает масло в каплеуказатель /, причем ход его регулируется выве-
денной наружу регулировочной головкой 3 с выдвижным стержнем 4.
Другой плунжер 5 осуществляет подачу из каплеуказателя в цилиндр.
Контролируя подачу, учитывают, что масса 13—16 капель масла равна 1 а.

Лубрикаторы имеют качательный или вращательный привод от крейц-
копфа или коренного вала. Недостатками качательного привода являются
износ его шарниров и возникающий в них стук. Поэтому в новейших
конструкциях лубрикаторов качательный привод не применяется. Для
подачи масла вручную, производимую перед пуском компрессора, лубри-
каторы имеют рукоятку. У крупных компрессоров привод лубрикаторов
выполняют независимым от отдельного электродвигателя или от общего
с насосом циркуляционной смазки. При этом в корпус лубрикатора встраи-
-вают редуктор, снижающий частоту вращения с 8—16 сек”1 на присоеди-
нительной муфте до 0,1—0,25 сек”1, что требуется по условиям работы
плунжеров насосных элементов.

При приводе от отдельного электродвигателя предусматривают блоки-
ровку, исключающую возможность пуска главного двигателя компрессора
до пуска двигателя лубрикатора. В случае установки во взрыво- или по-
жароопасном помещении для привода лубрикаторов требуются электро-
двигатели в исполнении повышенной надежности против взрыва или взры-
вонепроницаемые.

G целью проверки подачи масла в цилиндры и сальники на всех вводах
устанавливают контрольные краники. Так как ввод масла в цилиндр
осуществляется главным образом в периоды всасывания, то для разгрузки
насосных элементов от излишнего давления контрольные краники снаб-
жены обратными клапанами. Последние исключают также выброс из
цилиндра масла и газа, который был бы неизбежен при пользовании кон-
трольными краниками.

При давлении нагнетания выше 10 Мн/м2 устанавливают последова-
тельно два обратных клапана, а в крупных машинах, предназначенных
для непрерывной круглосуточной работы, между обратными клапанами
и цилиндром помещают запорный вентиль, позволяющий производить
замену обратных клапанов без остановки машины (рис. VIII.4).

Для удобства контроля подачи масла в компрессорах с конечным
давлением до 10 Мн/м? вместо контрольных краников применяют капле-
указательные глазки, обычно располагаемые на щите приборов. Баллон-
чик глазка, имеющий два смотровых окошка из плексигласа, заполнен
глицерином. Вдоль его оси натянута проволочная нить, по которой

скользят поднимающиеся вверх капли масла. На входе и выходе масла
установлены обратные клапаны.

Эффективность смазки трущихся поверхностей во многом зависит
от условий входа масла в зазор, где должна быть образована масляная
пленка. Для улучшения смазки цилиндра поршень выполняют с пологими
скосами на внешних кромках, уклон которых выбирают в пределах от
1 : 100 до 1 : 50. С той же целью внешние кромки поршневых колец сле-
дует скруглять.

Рис. VIII.4. Контрольный краник (/), обратные клапаны (2 и 3)
и запорный вентиль (4)

Рис. VIII.5. Поршень
со скошенными коль-
цами и маслосборными
канавками

Для уменьшения износа и снижения расхода масла можно рекомен-
довать на первом и последнем поршневых кольцах делать скосы, обращен-
ные наружу (рис. VIII.5), а на поверхности поршня за этими кольцами
предусматривать кольцевые канавки. При движении поршня в канавках
должен собираться резерв масла, перетекающий при изменении направле-
ния движения из одной канавки в другую и обильно смазывающий поверх-
ность скольжения.

4.	СМАЗКА МЕХАНИЗМА ДВИЖЕНИЯ

Подвод масла к трущимся поверхностям механизма движения осу-
ществляют разбрызгиванием или под давлением.

Смазка механизма движения разбрызгиванием
производится путем создания в картере масляного тумана. Часть капель
этого тумана, попадая в предусмотренные для сбора масла карманы,
по каналам в подшипниках подводится к трущимся поверхностям. Смазка
такого типа отличается простотой устройства, но не обеспечивает жид-
костного трения и эффективного отвода тепла. К недостаткам смазки раз-
брызгиванием относится также необходимость строго соблюдать уровень
налива масла, так как при избытке масла наблюдается повышение затра-
чиваемой мощности и нагрев масла. Но основной недостаток такого
способа смазки состоит в том, что масло, залитое в картер, в процессе
работы не фильтруется, и вследствие его постепенного загрязнения уси-
ливается износ машины.

Улучшенной разновидностью такого способа смазки является смазка
разбрызгиванием с постоянного уровня-(см. рис. XI.1), где вспомогатель-
ная шестерня увлекает масло из поддона и по боковым каналам подает
его в корыта под головками шатунов, поддерживая в них постоянный
уровень. Происходящая при этом циркуляция масла способствует его
охлаждению. Однако основные недостатки — поступление масла к под-

I Отбор импульса для автоматического *	* .	„

контроля температуры	<ъ&-3апорньш вентиль  । Нарунгные трубопроводы

А Тоже дляабтоматического контроля давления^ Кран манометровый^------Внутренние каналы рамы

ф Манометр	<*> Клатхн-^ерепускнои .	а механизма движения

Q Термометр	& Вентиль регулирующий---------Линии слива мама

Рис. VIII.6. Схема циркуляционной смазки оппозитных баз М25 и М40:

1 — ^холодильник; 2 — масляный насос; 3 — электродвигатель; 4 — маслосборник; 5 — центро-
бежный сепаратор? 6 — фильтр грубой очистки

шипникам в недостаточном количестве, чтобы обеспечить жидкостное тре-
ние, и отсутствие фильтрации, — остаются неустраненными.

Смазку разбрызгиванием рекомендуется применять лишь для малых
компрессоров, которые не предназначаются для длительной работы.

Принудительная смазка механизма движения
осуществляется как циркуляционная смазка по замкнутому
контуру, последовательными элементами которого являются: маслосбор-
ник, насос, фильтр грубой очисткр, холодильник, узлы механизма дви-
жения, маслосборник (рис. VII 1.6). На отводе после фильтра грубой
очистки в систему циркуляционной смазки включен центробежный сепа-
ратор, осуществляющий тонкую очистку масла (рис. VIII.7).

Циркуляционную смазку применяют во всех случаях, когда от ком-
прессоров требуют надежности" при длительной^?работе. Однако для не-
больших машин допускают упрощение — в качестве маслосборника исполь-
зуют поддон картера, отказываются от холодильника, в котором при ма-
лых количествах масла в картере нет необходимости, и вместо центро-
бежного сепаратора применяют бумажный или иной фильтр тонкой очистки
(рис. VIII.8).

В конструкциях средних и крупных компрессоров, главным образом
оппозитных, поддон рамы (картера) часто также используют в качестве
сборника масла. При таком упрощении все агрегаты системы смазки
вход боды Выход боды

Рис. VIIL7. Расположение агрегатов системы смазки на раме базы М10:

1 — холодильник; 2 — фильтр грубой очистки! 3 — масляный насос; 4 — электродвигатель; 5 — центробежный сепаратор
могут быть удобно размещены у торца рамы (рис. VIII.7). С упразднением
маслосборника, имеющего большие размеры, фундаменты бесподвальных
компрессоров могут быть выполнены без приямков для их заглубления.
Упрощается монтаж компрессора и обслуживание. К тому же применение
антипенных присадок исключает необходимость в маслосборнике как
емкости, в которой отстаивается масло, освобождаясь от пузырьков

Рис. VHI.8. Схема циркуляционной смазки бес-
крейцкопфного компрессора:

/—приемный фильтр; 2—шестеренчатый насосэ 3 —пе-
репускной клапан; 4 —’фильтр грубой очистки; 5 —
фильтр тонкой очистки

воздуха.

Масляные насосы, применяемые для циркуляционной смазки, выполняют
преимущественно шестеренчатыми, иногда с косыми зубьями—для лучшего
выхода масла из впадины между зубьями при входе зубьев в зацепление
и более плавной подачи. На-
сос приводят в действие от
вала компрессора через об-
гонную муфту, которая дает
возможность проворачивать
насос вручную для подачи
масла перед пуском.

С целью расположения на-
соса ниже уровня масла в кар-
тере, чем достигается его за-
полнение маслом при пуске,
применяется устройство на-
соса с вертикальным валом и
передачей вращения через
пару винтовых шестерен.
В такой конструкции верх-
ний конец вертикального вала
используется для привода
лубрикатора (рис. VIII.9).
Насос и лубрикатор при этом
удобно монтируются на торце-
вой крышке станины против
коленчатого вала, в которую
встраивают также фильтр
грубой очистки.

Шестеренчатые насосы для компрессоров мощностью в 250 кет и выше
снабжают индивидуальным электродвигателем, что дает возможность
включать в действие насос до пуска компрессора. В этом случае, ввиду
опасности пуска компрессора без смазки, двигатель компрессора блоки-
руют с циркуляционной системой смазки таким образом, что его элек-
трическая цепь разомкнута, если давление масла в системе ниже уста-
новленного минимума.

Местом установки насоса с индивидуальным электродвигателем часто
выбирают подвальное помещение, что позволяет расположить насос ниже
уровня масла в маслосборнике. В случаях взрыво- или пожароопасности
помещения компрессорной станции для насосов, как и для лубрикаторов,
должны применяться электродвигатели в исполнении повышенной надеж-
ности против взрыва или взрывонепроницаемые.

Для крупных компрессоров целесообразно использование винтовых
насосов, более дорогих в изготовлении, но более экономичных в работе.

Ряд фирм предусматривает для крупных компрессоров два масляных
насоса. Основной насос выполняется с приводом от коленчатого вала,
а пусковой, меньшей производительности, с приводом от отдельного элек-
тродвигателя. При таком выполнении исключена возможность остановки
насоса при работающем компрессоре.
Рис. VIII.9. Привод к насосу и лубрикатору от коренного вала
компрессора:

1 — шестеренчатый насос; 2 — лубрикатор; 3 — муфта подвода смазки
Производительность масляного насоса следует рассчитывать по коли-
честву тепла, которое должно быть отведено маслом от трущихся поверх-
ностей. Принимая, что трение в механизме движения у крейцкопфных
компрессоров составляет не более 30%, а у бескрейцкопфных компрес-
соров не более 20% от общей потери энергии на трение в компрессоре,
можно считать, что расход масла s0 (л/сек), нужный для отвода выделяю-
щегося тепла, равен

„ __ (0,2 -5- 0,3) NK (1 Ллех)	ZVTTT 9"!

°“	pc(^—G) ’	(viii.z)

где NK — мощность на валу компрессора, кет; t]Mex — механический к. п. д.
компрессора; р 0,9 — плотность масла, кг/л; с =» 1,9 — теплоемкость
масла, кджЦкг-град); tr — начальная температура масла, °C; t2 — конеч-
ная температура масла, °G; в крейцкопфных компрессорах ее допускают
до 60° G, в бескрейцкопфных — до 70° С. В мотокомпрессорах и в оппо-
зитных компрессорах, приводимых в движение от двигателя внутреннего
сгорания и имеющих общую с ним систему смцзки, также допускают
до 70° G.

Производительность насоса $, учитывая износ, выбирают с избытком,
равным 50—100%, т. е. s = (1,5-s-2) s0, причем меньший запас — для
крупных компрессоров. В летних условиях температурный перепад (t2—/х)
в системах с охлаждением масла в холодильнике равен 20—25° G, а в систе-
мах без него 10—15° С. Системы с охлаждением масла в холодильниках
применяют преимущественно для крейцкопфных компрессоров.

Принимая механический к. п. д. для крейцкопфных компрессоров
Лжгх = 0,90-5-0,92 и для бескрейцкопфных i]Mex = 0,80, находим удель-
ную производительность насоса sy:

в циркуляционных системах крейцкопфных компрессоров с охлажде-
нием масла в холодильнике sy — 0,0008-5-0,0016 л/сек на 1 кет на валу;

в циркуляционных системах бескрейцкопфных компрессоров, не имею-
щих холодильника для масла, sy = 0,0025-5-0,005 л/сек на 1 кет на валу.

Производительность шестеренчатого насоса s (л!сек) в зависимости от
его конструктивных параметров определяется выражением

s=2nldmn^-,	(VIII.3)

где I — длина зубьев, мм; d — диаметр начальной окружности шестерни,
мм} т — модуль зубьев, мм', п — частота вращения насоса, принимаемая
обычно в пределах 12—24 сек"1; t]s 0,7 — коэффициент подачи.

Давление в системе циркуляционной смазки выбирают в пределах
0,2—0,4 Мн!м2, причем большие значения для многооборотных компрес-
соров.

Мощность в кет, потребляемая масляным насосом, составляет

(VIII.4)

где р — давление в системе смазки, Мн/м?; s — производительность
насоса, л!сек; т] — общий к. п. д. насоса, принимаемый равным 0,3 для
малых и 0,6 для крупных масляных насосов.

Учитывая повышение давления в системе при пуске на холодном масле,
расчет мощности индивидуального электродвигателя для насоса произ-
водят, принимая р = 0,6 Мн/м2.

Как показано на схеме шестеренчатого насоса (рис. VIII. 10), масло
переносится из входного канала 1 в выходной 2, заполняя впадины между
зубьями. Оно перемещается по внешнему контуру рабочей камеры насоса
и нагнетается при вхождении зубьев шестерен в зацепление. Изменять
466
направление вращения насоса недопустимо, и при ошибочном запуске
электродвигателя в обратном направлении компрессор лишается смазки.

При сцеплении зубьев во впадинах шестерен происходит защемление
оставшегося там масла. Вследствие вызываемого этим распорного давле-
ния, тем большего, чем точнее изготовлен насос, происходит сильный
износ подшипников. Простейшим средством его устранения является
устройство перепускной канавки 3;на торцевых стенках корпуса.

Фильтрация масла производится двукратно. Первичная осуществляется
фильтром в картере или маслосборнике перед поступлением масла в насос

и имеет целью защитить насос от попадания сравнительно крупных твер-
дых частиц. Вторичная фильтрация производится под давлением в фильтре,
расположенном после насоса. Фильтр устраивают сдвоенным, с переклю-

чением, что допускает чистку фильтра
без остановки компрессора. Фильтрую-
щий цилиндр, который свободно выни-
мается из корпуса для чистки, состоит
из элементов с густыми латунными сет-
ками, плотно натянутыми в несколько
слоев на жесткий каркас. Размер ячеек
сеток равен 0,1 мм или менее.

Для компрессоров средней и боль-
шой производительности отечественные
заводы применяют пластинчато-щеле-
вые фильтры с размерами щелей 0,1 мм.
Чистка этих фильтров не требует их
разборки.

При работе компрессора в циркули-

Рис. VHI. 10. Схема шестеренчатого
насоса

рующем масле оказываются частицы

металла, образовавшиеся при износе трущихся поверхностей, и пыль,
состоящая главным образом из частиц большой твердости. Попадая с мас-
лом на рабочую поверхность и обладая свойствами абразивных материа-
лов эти частицы резко усиливают износ рабочих поверхностей механизма
движения. Весьма сильный износ с тяжелыми последствиями (поломка
коленчатого вала компрессора, обрыв шатунных болтов) иногда является
результатом загрязнения масла при нетщательной очистке литых деталей
от формовочной земли, причем окраска этих деталей не предотвращает
последствий. Совершенная очистка масла требует удаления из него всех

твердых частиц, размер которых превышает минимальную толщину
масляной пленки между смазываемыми поверхностями, составляющую
всего лишь 10—20 мкм. Такая очистка, как показывают опыты, увели-
чивает срок службы машины в несколько раз, но она недостижима при
сетчатых и пластинчатых фильтрах, которые не задерживают частиц раз-
мером менее 0,05—0,1 мм.

G целью удаления таких частиц в систему циркуляционной смазки
включают фильтры тонкой очистки или центробежные сепараторы. Их
обычно рассчитывают на 10—15% производительности насоса и, как пока-
зано на схемах — рис. VIII.6 и VIII.8, включают в параллельную линию
с выпуском чистого масла в маслосборник. При этом все масло профиль-
тровывается после нескольких циклов обращения. В качестве дополни-
тельного средства в корпусе фильтров грубой очистки целесообразно поме-
щать постоянный магнит, улавливающий из масла мельчайшие зерна
чугуна и стали при каждом цикле обращения.

Фильтры тонкой очистки задерживают не только мельчайшие твердые
частицы размером от 0,001 мм, но и продукты разложения масла: смолисто-
асфальтовые вещества, органические кислоты и окислы. Фильтрующие
Рис. VIII.И. Центробежный сепаратор реактив-
ного действия:

/—маслонаправляющий стакан; 2—сетка; 5—крыш-
ка ротора; 4 — ротор; 5 — сопло

элементы таких фильтров изготовлены из картона или непроклеенной
бумаги или выполнены в виде патрона, заполненного отходами чистой
неокрашенной хлопчатобумажной пряжи.

Наиболее совершенная очистка масла достигается включением в цир-
куляционную систему центробежных сепараторов. Вращаются такие сепа-
раторы (центрифуги) реактивным действием струй масла, вытекающего
из сопел, установленных по касательной к окружности вращения. Частота
вращения ротора сепаратора находится в пределах 80—120 сект1. При
этом достигается значительно более полное осветление масла, чем в филь-
трах тонкой очистки, и исключается надобность в замене фильтрующих
элементов. Пропускная способность центрифуги не зависит от количества
отложений, а фильтрующая
способность при накоплении
отложений (шлама) почти не из-
меняется.

В центробежном сепараторе
(рис. VIII. 11) масло, нагнетае-
мое насосом, поступает в по-
лость ротора через полую ось,
а выходит через сопла 5. Нали-
чие направляющего стакана /,
наклон маслозаборных трубок
и ввод масла в них через боко-
вые прорези со стороны оси вра-
щения способствуют хорошей
очистке масла. В роторе остает-
ся достаточный объем для на-
копления шлама, благодаря
чему его удаление можно про-
изводить не часто.

Для крупных компрессоров
мощностью более 1000 квт вме-
сто сепараторов реактивного

действия целесообразно применять приводные — с индивидуальным элек-
тродвигателем. Такие сепараторы обеспечивают более тщательную очи-
стку масла, так как частота вращения йх ротора не зависит от давле-
ния и вязкости (или температуры) масла в системе. Отечественные заводы
выпускают приводные центробежные сепараторы различной производи-
тельности и со встроенным взрывонепроницаемым электродвигателем.
В конструкции сепараторов предусмотрено два шестеренчатых насоса —
на всасывании и сливе. Они выбраны таким образом, что сепарация
масла происходит при атмосферном давлении с одновременным отделе-
нием шлама и воды. Насос на сливе развивает давление до 0,35 Мн!м\
благодаря чему приводной сепаратор может служить в системе в качестве
пускового масляного насоса, который необходим, если основной насос
приводится в движение от коленчатого вала. Но в этом случае масло после
сепаратора поступает не в маслосборник, а через обратный клапан к меха-
низму движения компрессора.

В компрессорах средней производительности для охлаждения масла
применяют погруженные в маслосборник или в картер компрессора змее-
вики, в которых протекает вода. Но охлаждение масла в маслосборнике
затрудняет последующую фильтрацию, поэтому вместо них предусматри-
вают холодильники после фильтра. Выполняют их кожухотрубными, мно-
готрубными секционными, или типа «труба в трубе». В последних дости-
гается более интенсивная отдача тепла, но они занимают много места.
Необходимую теплопередающую поверхность рассчитывают по количе-
ству тепла, отводимого маслом от механизма движения. В среднем она со-
ставляет 0,004—0,006 м* на кет мощности компрессора. Скорость масла
в холодильнике допускают до 0,4, реже до 0,8 м/сек. При пуске компрес-
сора вследствие повышенной вязкости холодного масла, возникают боль-
шие потери давления, однако их избегают путем устройства перепускной
линии в обход холодильника. Ею пользуются также для регулирования

Рис. VIII.12. Перепускной клапан

температуры масла в холодное время.

Емкость маслосборника рассчитывают
на количество масла, равное 3—6-кратной
производительности масляного насоса в
минуту. Маслосборники, применяемые для
крупных компрессоров и устанавливаемые
обычно в подвальном помещении, выпол-
нены в виде бака, оборудованного поплав-
ковым указателем и автоматическим сиг-
нализатором уровня. При сливе в масло-

Рис. VIII. 13. Регулирующий вентиль

Рис. VIII.14. Влияние несквозных (а) и сквозных
(б) продольных канавок и кольцевой канавки (в)
на несущую способность подшипника

сборник масло проходит через ряд фильтрующих сеток с последова-
тельно уменьшающимися размерами ячеек. Дальнейшая очистка про-
исходит осаждением взвешенных частиц. На выходе из маслосборника
масло дополнительно очищается в заборном фильтре.

Поддон рамы оппозитных компрессоров имеет большую емкость, обычно
достаточную, чтобы заменить маслосборник. Во избежание пенообразова-
ния при отсутствии маслосборника к залитому в полость рамы маслу
добавляют антипенную присадку.

Для облегчения пуска крупных компрессоров часто предусматривают
паровой подогрев масла, для чего в маслосборнике или в картере ма-
шины устанавливают змеевики.
Обязательными принадлежностями системы циркуляционной смазки
являются перепускной клапан для регулирования давления масла и мано-
метры. Манометров устанавливают два — до фильтра грубой очистки и
после него, что позволяет своевременно заметить загрязнение и предотвра-
тить закупорку фильтра. Перепускной клапан (рис. VIII.12) служит для
сброса излишка масла в маслосборник. Он не должен допускать повы-
шения давления в системе смазки выше нормального. Для пуска компрес-
сора при холодном масле в конструкции перепускного клапана преду-
смотрен отжимной винт. Второй перепускной клапан, рассчитанный на
пониженный перепад давлений, устанавливают в обход фильтра грубой
очистки с тем, чтобы в случае его загрязнения или при холодном масле
компрессор не остался без смазки. В ряде случаев такой клапан преду-
сматривают в конструкции фильтра.

Смазку к коренным подшипникам и к параллелям крейцкопфа под-
водят по трубам, к кривошипной головке шатуна — от коренного под-
шипника по каналам в коленчатом валу. При устройстве вала на под-
шипниках качения не представляется возможным осуществить подвод
смазки к шатунным подшипникам через коренные. В этом случае на сво-
бодном конце вала устраивают муфту подвода смазки с внутренней коль-
цевой проточной против радиального отверстия у вала. Подвод масла
к крейцкопфной головке шатуна осуществляется двояко: от кривошипной
головки по каналу в стержне шатуна или от параллелей по каналам
в корпусе и пальце крейцкопфа.

Для правильного распределения масла между отдельными точками
подвода смазки к верхней параллели станины и к промежуточному и кон-
цевому ползунам иногда устанавливают регулирующие вентили, пред-
назначенные для ограничения подвода смазки к этим местам. Регулиру-
ющий вентиль (рис. VIII.13) имеет открытый проход, обеспечивающий
минимальный подвод смазки даже при полном закрытии вентиля.

Маслопроводные трубы — стальные бесшовные — подвергают травлению
и тщательной очистке от окалины. Скорость масла в трубах 1,0—1,5 м/сек.

Для того чтобы трение между элементами механизма движения было
жидкостным и износ минимальным, недостаточно применения надлежа-
щего масла и рационального устройства системы смазки. Не меньшую
роль в достижении этой цели играют конструктивное выполнение смазы-
ваемых узлов и выбор места подвода к ним масла. В частности, тре-
буется:

1)	между подшипником и цапфой обеспечить зазор, рассчитываемый
в соответствии с теорией жидкостного трения [42];

2)	масло подводить к ненагруженной части подшипника;

3)	избегать излишних канавок на вкладышах подшипников. Канавки
на рабочей поверхности вкладышей — кольцевые, продольные или винто-
вые, выполненные сквозными или несквозными, — снижают несущую
способность подшипников (рис. VIII.14). Канавки следует допускать
лишь при необходимости подвода масла, причем у вкладышей коренных
подшипников — только кольцевые, нужные для подвода масла к голов-
кам шатуна;

4)	к коническим роликоподшипникам масло следует подводить со сто-
роны меньшего основания конуса, так как при подводе с противоположной
стороны оно отбрасывается центробежной силой и внутрь подшипника
не поступает;

5)	на концах рабочей поверхности башмаков крейцкопфа следует
предусматривать пологие скосы, способствующие образованию масляного
клина. Промежуточных поперечных канавок с такими скосами не следует
делать, так как они уменьшают несущую способность башмака.
Глава IV ВСПОМОГАТЕЛЬНАЯ АППАРАТУРА
IA И КОММУНИКАЦИИ

1. ХОЛОДИЛЬНИКИ

По назначению различают промежуточные и концевые холодильники.
Промежуточные холодильники осуществляют охлаждение газа между
ступенями. Концевые холодильники, устанавливаемые на выходе из ком-
прессора, применяются, когда по условиям потребления сжатый газ дол-
жен быть охлажден. Охлаждение сжатого газа позволяет в значительной
мере освободить его от влаги и масла. В магистралях сжатого воздуха
воздушных компрессорных установок при этом исключается скопление
конденсата и масла, что улучшает условия работы пневматического ин-
струмента, предотвращает обмерзание внешних трубопроводов в зимних
условиях и уменьшает опасность взрыва компрессорной установки, так
как в ресивер поступает холодный воздух.

Охлаждение холодильников водой производят только у стационарных
и судовых компрессоров. Передвижные компрессоры выполняют с воздуш-
ным охлаждением. Его применяют и для небольших стационарных ком-
прессоров, если подвод охлаждающей воды затруднителен или экономи-
чески нецелесообразен, так как при охлаждении водой из городского водо-
провода стоимость воды часто превышает затраты на привод вентилятора.

При недостатке охлаждающей воды даже для крупных компрессорных
установок применяют воздушное охлаждение. Его выполняют по одно-
контурной схеме, в которой сжатый газ охлаждается атмосферным возду-
хом, либо по двухконтурной, в которой сжатый газ охлаждается водой,
а она, в свою очередь, — воздухом в «сухих» градирнях [112].

Холодильник должен иметь малое гидравлическое сопротивление,
быть компактным, доступным для чистки и простым в изготовлении.
Поток охлаждаемого газа направляют в холодильнике сверху вниз,
а поток воды, температура которой в холодильнике растет, — снизу
вверх, избегая этим свободных конвективных токов воды и газа навстречу
вынужденному движению. G целью уменьшения размеров холодильника
стремятся интенсифицировать процесс передачи тепла, для чего допу-
скают повышенные скорости газа. Однако вследствие свойственного порш-
невым компрессорам пульсирующего потока в холодильниках возникают
потери давления, во много раз больше, чем при плавном потоке газа.
Это обстоятельство, особенно ощутимое в холодильниках с большой
длиной газового столба или с резкими изменениями направления движе-
ния газового потока, часто является причиной больших потерь энергии
в компрессоре. Радикальным средством для снижения этих потерь является
устройство буферных емкостей за цилиндром ступени до холодильника
и перед цилиндром следующей ступени.

В некоторых компрессорах холодильник встраивают в станину ком-
прессора, в корпус или в крышку цилиндров. Такое выполнение в ряде
случаев устраняет надобность в соединительных трубах, упрощая этим
сборку и монтаж компрессора, уменьшает его вес и габариты, но возможно
лишь при холодильниках особо компактных конструкций.

Холодильники должны быть удобны для чистки со стороны воды,
а при загрязненном газе — также со стороны газа. При этом требуется
надежность уплотнения, исключающая не только внешние утечки, но
и перетечки воды в газовую полость и газа — в водяную.

Применяются холодильники вертикальные и горизонтальные. При
выборе холодильников того или другого типа учитывают общую компо-
новку компрессорной установки, причем, стремятся к предельному сокра-
щению длины газовых коммуникаций. Холодильники должны вписываться
в коммуникацию таким образом, чтобы замещать собой необходимые
участки трубопровода.

КОНСТРУКЦИИ ХОЛОДИЛЬНИКОВ

В зависимости от производительности компрессора, давления охла-
ждаемого газа и охлаждающей среды (вода или воздух), а также от про-
изводственных возможностей или навыков завода-изготовителя холодиль-

ники выполняют: кожухотрубными, элементными, типа «труба в трубе»,

U-образными, змеевиковыми и радиаторными. Холодильники всех типов,
кроме змеевиковых и U-образных, могут быть гладкотрубными или реб-

ристыми, с трубами, имеющими поперечные или продольные ребра.

Трубы с поперечными
ребрами изготовляют на-

прессовкой на них круг-
лых или прямоугольных
пластин с отбортовкой по
внутреннему отверстию.
Их выполняют также на-
вивкой поставленной на
ребро ленты из стали или
для лучшего отвода тепла
из меди или латуни. Для
полноты контакта ребра
с материалом трубы при-
меняют оцинковку или по-
луду. При более совершен-
ной технологии на участ-

Таблица IX.1

Характеристика ребристых труб,
получаемых накаткой

Материал трубы	Размеры ребер, мм			Коэффици- ент оребре-  ния
	Высота	Толщина		
		у основа- ния	у вер- шины	
Алюминий I  Медь	/  Сталь	]  Нержавею- г щая сталь	)	10—12  5-6	0,8—1,0  1,2—1,5	0,2—0,3  0,5—0,7	До 20 12—13 6—7 До 5

ках трубы между ребрами прокладывают проволоку из припоя и после-
дующим нагревом осуществляют пайку.

При навивке поставленной на ребро ленты на ней образуются гофры,

значительно увеличивающие гидравлическое сопротивление, которое
встречает поток, перпендикулярный пучку труб. Поэтому труб, оребрен-
ных навивкой ленты, применять не следует.

Ребристые трубы выполняют круглого и эллиптического сечения —
в том и другом случае достигается 9—10-кратное увеличение обращенной
к газу поверхности. При эллиптических трубах гидравлическое сопро-

тивление холодильника меньше, чем при круглых.

Весьма целесообразен способ оребрения накаткой гладких толстостен-
ных труб (рис. IX. 1). На трубах из мягких металлов (алюминий, медь
латунь) могут быть получены ребра, значительно более высокие, чем
на стальных трубах. Примерная высота ребер, толщина у основания и
вершины и коэффициент оребрения, т. е. отношение оребренной поверх-
ности к поверхности гладкой трубы, указаны в табл. IX-. 1 в зависимости
от материала. Накатку производят обжимом трубы между тремя враща-
ющимися барабанами с рабочими выступами по окружности. Трубе сооб-
щают продольную подачу, поэтому ребра располагаются на трубе по
винтовой линии. Оребрение накаткой обеспечивает абсолютный контакт
между ребром и трубой и устраняет необходимость в пайке.

Лучшими среди накатанных труб являются биметаллические, у кото-
рых внутренняя труба, изготовленная из стали или меди, выполняется
гладкой, а внешняя алюминиевая — с высокими ребрами. Такие трубы

а)	о)

Рис. IX.1. Трубы с накатанными ребрами: а—низкими (сталь); б — высокими
(алюминий, медь)

сочетают прочность, необходимую при повышенных давлениях и вибра-
циях, с большой поверхностью охлаждения на оребренной стороне.

Трубы с поперечными ребрами собирают в пучки или элементы, кото-
рые располагают в корпусе холодильника перпендикулярно потоку газа.
Движение газа должно быть параллельным плоскости ребер.

Рис. IX.2. Трубы с продольными
ребрами; а — коробчатыми сплош-
ными; бив — прорезанными

Применяют также оребрение насадкой пластин на пучки труб. В этом
случае пластина оказывается общим ребром для всех труб пучка. Поверх-
ность теплообмена получается большей, а гидравлическое сопротивление
меньшим, чем при пучке из отдельно оребренных труб.

В конструкциях холодильников применяются также трубы с продоль-
ными ребрами. Они устанавливаются в направлении потока газа, чем
достигается снижение потерь давления.

Продольные ребра образуются приваркой или напайкой полос короб-
чатой формы (рис. IX.2, а). Ребра выполняют сплошными, либо с попе-
речными прорезями и некоторым смещением концов (рис. IX.2, б и в),
что улучшает теплоотдачу.
К числу наиболее ответственных операций изготовления холодильни-
ков относится развальцовка труб в трубных досках, так как трубы холо-
дильников, особенно при расположении их перпендикулярно потоку газа,
под влиянием изменений его скорости сильно вибрируют. Для сохране-
ния плотности развальцовки отверстия в трубных досках должны быть
выполнены с круговыми проточками, а трубы протравлены и тщательно
очищены. Кроме развальцовки применяют и другие способы закрепления
труб в трубных досках: клейка эпоксидными смолами, пайка и сварка.
Для холодильников особо высокого давления с трубами малого диаметра
успешно может быть применен способ закрепления труб посредством элек-
трогидравлического эффекта — электрического разряда в концах труб,
заполненных водой.

Компрессорные холодильники для низких давлений — до 3,0—
3,5 Мн!м* выполняются преимущественно кожухотрубными и элемент-
ными, а для более высоких — кожухотрубными, типа «труба в трубе»
и U-образными. Змеевиковые холодильники применяются для различных
давлений, но главным образом в малых компрессорах. Радиаторные
холодильники применяются при охлаждении воздухом.

Холодильники ступеней низкого давления. Кожухотрубные
холодильники конструктивно представляют собой пучок труб,
развальцованных в трубных досках и заключенных в общий кожух.
Переход тепла от газа к трубе встречает значительно большее термическое
сопротивление, чем переход тепла от трубы к охлаждающей воде, поэтому
в холодильниках низкого давления для снижения полного термического
сопротивления воду направляют по трубам, а газ — между ними, т. е.
со стороны большей поверхности. G той же целью применяют поперечный
ток газа относительно трубного пучка, при котором достигается более
высокий коэффициент теплоотдачи. Для осуществления поперечного тока
в межтрубной полости устанавливают перегородки. Направление воды
по трубам, а не между ними имеет еще то преимущество, что в этом случае
не представляет трудности механическая чистка труб от отложений,
которые при жесткой воде оседают на стенках плотным слоем в виде
накипи, наружная же поверхность труб в многотрубном пучке для меха-
нической чистки почти недоступна.

Холодильники низкого давления с током газа по трубам, а воды
между ними применяют сравнительно редко, главным образом в ком-
прессорах, предназначенных для сжатия столь загрязненных газов, что
чистка труб со стороны газа требуется в большей мере, чем со стороны
воды.

В зависимости от типа компрессора кожухотрубные холодильники
выполняют вертикальными или горизонтальными. Первые применяются
для вертикальных и угловых компрессоров, а также для горизонтальных
с подвалом, если цилиндры двух ступеней — нагнетающей в холодильник
и всасывающей оттуда — расположены рядом.

Для бесподвальных оппозитных компрессоров холодильники выпол-
няют горизонтальными, расположенными над компрессором, преимущест-
венно между цилиндрами смежных ступеней, находящимися в противо-
лежащих рядах (см. рис. IX.37).

G целью обеспечения свободы температурных деформаций и удобства
разборки холодильника для чистки одну из трубных досок обычно делают
подвижной в виде плавающей головки (рис. IX.3, в) или, что менее
надежно, с уплотнением в корпусе резиновыми кольцами либо програ-
фиченным асбестовым шнуром (рис. IX.3, б). При чистом газе могут также
применяться холодильники с неподвижными трубными досками, но с вол-
нистым компенсатором в конструкции кожуха.

Для ослабления пульсации потока газа и вибрации труб в головках
холодильника вокруг корпуса устраивают кольцевые камеры, гасящие
волновой удар (рис. IX.3, а).

С целью увеличения объема кольцевых камер, выполняющих роль
буферных емкостей, применяют холодильники с внутренним кожухом и
кольцевой перегородкой, разделяющей полость между камерами на входе
в холодильник и на выходе из него (рис. IX.4).

Устройство холодильников двух- и многозаходными по движению воды,
удобное для подвода воды в конструкциях с плавающей головкой, позво-
ляет увеличить скорость воды, но нарушает противоток. С целью его сохра-
нения полностью или для основной части теплопередающей поверхности
охлаждающую воду подводят к плавающей головке либо снаружи по трубе,

Рис. IX.4. Кожухотрубный холодильник с кольцевой камерой — буферной емкостью для
всасывания и нагнетания вдоль корпуса

уплотненной в сальнике, либо по центральной трубе увеличенного диа-
метра, проходящей внутри пучка труб холодильника (рис. IX.5). Для по-
вышения скорости воды, которая в однозаходных холодильниках мала, и
увеличения интенсивности охлаждения рекомендуется помещать внутрь
труб пластмассовые стержни-вытеснители, сплошные или полые, но за-
крытые с одного конца, с винтовым ребром снаружи.

Между пучком труб и корпусом холодильника остается кольцевой
промежуток, по которому вследствие малого гидравлического сопротивле-
ния в обход труб протекает значительная часть газа, которая остается
неохлажденной (рис. IX.6, а). Такие круговые протечки устраняют устрой-
ством боковых щитов (рис. IX.6, б).

Вместо распространенных в конструкциях холодильников поперечных
перегородок со срезанным сегментом (рис. IX.7, а) целесообразно приме-
нять кольцевые и сплошные перегородки, устанавливаемые поочередно
(система перегородок «кольцо—диск»). В этом случае движение потока
газа через трубный пучок происходит в радиальном направлении
(рис. IX.7, б). При таком выполнении достигаются более равномерные
скорости газа между трубами, а круговые протечки газа между пучком
труб и кожухом устраняются. К тому же промежуток вокруг трубного
пучка может быть увеличен, что удобно для размещения плавающей го-
ловки. В холодильнике (рис. IX.5), где применена такая система перего-
родок, в центральной зоне внутри трубного пучка труб нет — она оставлена
свободной для прохода газа. Это, как и наличие большого промежутка
вокруг трубного пучка, снижает потерю давления при огибании потоком
перегородок и увеличивает свободный объем внутри холодильника, что
уменьшает пульсацию давления и потерю энергии.

Следствием вибрации труб и перегородок является истирание труб
в местах их соприкосновения с перегородками. В результате этого трубы
476

холодильника часто выходят из строя. В свою очередь, перегородки также
разрушаются. Они отрываются от анкерных связей, сдвигаются потоком
и, примыкая друг к другу, перекрывают проходы для газа, что создает
опасное в газовом тракте сопротивление.

Износ труб и поломки перегородок снижают срок службы холодиль-
ника. Для их устранения трубный пучок предохраняют от прямых волно-
вых ударов со стороны поступающего газа (рис. IX.5), а перегородки

Рис. IX.6. Круговые протечки газа в холодильнике (а) и устране-
ние их с помощью установки боковых щитов (б)

Рис. IX.7. Схемы перегородок со срезанным сегментом (а) и по
системе «кольцо — диск» (б)

делают жесткими, толщиной не менее 6—8 мм. Для устранения вибрации
труб перегородки выполняют из двух частей с разъемом по диаметру.
Обе части расклинивают, выгибая и напрягая трубы, а клин приваривают
(рис. IX.8).

Протечки газа через зазоры между кожухом холодильника и попереч-
ными перегородками и через отверстия в перегородках вокруг труб
также снижают эффективность охлаждения. Для устранения зазора вокруг
перегородок рекомендуется в кожух холодильника вваривать кольцевые
пояса с последующей их обработкой по диаметру перегородок, а перего-
родки протачивать по контуру этих кольцевых поясков. Для устранения
478
протечек вокруг труб в отверстия перегородок вставляют иногда кольца
из пластмассы, наличие которых устраняет также износ труб в местах кон-

такта с перегородками.

Расстояние между поперечными перегородками с целью уменьшения
гидравлического сопротивления выбирают в пределах (0,254-0,50) D с по-
степенным уменьшением у выхода. В холодильниках малого диаметра рас-
стояние между перегородками больше. При перегородках по системе

«кольцо—диск» его принимают меньшим,
равным (0,104-0,25) D, где D —внутренний
диаметр кожуха холодильника.

Размер проходных сечений у перегородок
определяют, исходя из равенства скоростей
газа в продольном и поперечном направле-
ниях.

В кожухотрубных холодильниках для
экономии места трубы обычно располагают
по вершинам равносторонних треугольников
или в шахматном порядке. Такое расположе-
ние труб при перекрестном потоке обеспечи-
вает более интенсивную отдачу тепла, чем
коридорное расположение, редко применяе-
мое в холодильниках. Для многотрубных
холодильников применяют трубы малого диа-
метра, обычно = 124-20 мм. Шаг между
трубами s = (1,34-1,5) d2. Здесь и d2 —
внутренний и наружный диаметры труб.

Для ограничения длины холодильника
увеличивают число труб, вследствие чего
в холодильнике, однозаходном по воде, пони-
жается ее скорость. Величина скорости газа
может быть увеличена уменьшением расстоя-
ния между перегородками. Следует, однако,
заметить, что повышение скорости потока
в поперечном направлении сопровождается
большими потерями давления, чем при повы-
шении ее вдоль труб, причем более благопри-
ятный коэффициент теплоотдачи при попе-
речном омывании трубного Пучка компенси-
рует это различие только частично.

G целью повышения скорости газа вдоль
трубного пучка без увеличения длины строят
секционные холодильники (рис. IX.9), кото-
рые для компрессоров большой производи-
тельности иногда выполняют спаренными.
Такие холодильники по условиям размещения

Рис. IX.8. Расклинивание труб-
ного пучка для устранения ви-
брации труб

чаще всего применяют в качестве концевых.

Трубные пучки кожухотрубных холодильников в отдельных случаях
собирают из труб с поперечными ребрами. Но при таком выполнении за-
труднительно устройство поперечных перегородок.

Элементные холодильники, как и кожухотрубные, изго-
товляются вертикальными и горизонтальными. Выполняют их, как пра-
вило, из оребренных труб с насаженными или накатанными ребрами.
Достигаемая при этом поверхность соприкосновения с газом компенси-
рует недостаточность коэффициента теплоотдачи со стороны газа и приво-

дит к компактным конструкциям теплопередающих элементов.
На рис. IX. 10, а показан такой элемент, принадлежащий угловому
компрессору по рис. XI. 17 и размещенный в его станине.

На рис. IX.11 показан двухэлементный холодильник в литом корпусе,
устанавливаемый на станине углового компрессора. Он выполнен из ла-
тунных труб, оребренных пластинами, общими для половины труб пучка.
Такие холодильники, применяемые в компрессорах фирмы «Атлас—Копко»,
дают возможность использовать большую часть выделяемого в них тепла
для душевых, на отопление и другие нужды без заметного увеличения
потребляемой компрессором мощности. Но в отличие от показанного на чер-

Рис. IX.9. Секционный холодильник

теже в этом случае элементы должны быть включены в различные водяные
системы, причем от первого по ходу газа вода отводится при t = 50-4-80° G.

У холодильников для ступеней низкого давления для установки ребри-
стых элементов в корпусе предусмотрены окна. При давлениях, превы-
шающих 1,2—1,5 Мн!м?, ребристые элементы размещают целиком внутри
корпуса, чтобы избежать окон, ослабляющих корпус.

Все элементные холодильники с оребренными трубами отличаются от-
сутствием крутых поворотов газового потока, сравнительно малым числом
рядов труб, расположенных поперек его пути, и, что особенно важно,
наличием буферных емкостей на входе и выходе. Поэтому возникающие
в них потери давления, как правило, ниже, чем в холодильниках других
типов.

Встречаются также элементные холодильники, выполненные из глад-
ких труб. При таком устройстве, целесообразном в случае загрязненного
газа, достигается удобство чистки или промывки труб, но число элементов
или размеры их получаются значительно большими, чем при выполнении
480
о

£

S

Френкель

Рис. IX. 10. Элемент холодильника (а) углового компрессора
по рис. XI. 17, выполненного с эллиптическими трубами, и
его оребренная труба (б)
Рис. IX.11. Двухэлементный
ребристый холодильник в ли-
том корпусе

из оребренных труб. Расстояние между трубами в гладкотрубных элемен-
тах значительно меньше, чем при ребристых трубах, что увеличивает со-
противление холодильника.

Элементные холодильники могут быть эффективными только при тща-
тельном уплотнении элементов в корпусе, обеспечивающем отсутствие
протечек газа в обход элемента. Для устранения вибрации элемента под
влиянием пульсирующего потока задняя трубная доска элемента должна
быть жестко закреплена винтами в корпусе
холодильника. Собственная частота колебания
труб элементов не должна совпадать и быть
кратной частоте вращения компрессора.

Холодильники ступеней высокого давления.
Холодильники типа «труба в трубе»
выполняются двояко: с током газа в межтруб-
ном пространстве, а воды — по внутренней
трубе или, наоборот, с током воды в межтруб-
ном пространстве, а газа — по внутренней трубе.
Первое выполнение применяют преимущественно
для холодильников среднего и высокого давле-
ния — до 20 Мн!мР. Внутренняя труба холо-
дильника оребрена с внешней стороны продоль-
ными ребрами, обращенными к газу. Такие
холодильники делают противоточными и много-
заходными. Соединения труб допускают воз-
можность разборки и чистки холодильника.

Для давлений от 2,5 Мн/м2 и до самых вы-
соких распространены холодильники второго
выполнения, но гладкотрубные (рис. IX. 12),
с током газа по внутренней трубе, рассчитан-
ной на его давление. Охлаждающая вода про-
текает в кольцевом канале, образованном тру-
бами, и движется противотоком относительно
газа. Внутренние трубы холодильника после-
довательно соединены посредством отъемных
калачей. Иногда для уменьшения числа разъе-
мов каждая пара внутренних труб связана при-
варным калачом. Для возможности чистки коль-
цевого канала соединение внутренних труб с на-
ружными выполнено разъемным и уплотнено
резиновым кольцом, зажатым между двумя
фланцами. Водяные патрубки часто изготовляют
в виде труб прямоугольного сечения с распо-
ложением большей стороны прямоугольника

вдоль оси труб холодильника и с касательным вводом в кольцевой канал.
Этим достигается винтовое движение воды, усиливается теплоотдача и
устраняется оседание грязи. Для повышения скорости воды сечение коль-
цевого канала должно быть небольшим.

Число последовательно соединяемых труб холодильника опреде-
ляется величиной требуемой теплопередающей поверхности. Для умень-
шения высоты холодильника трубы обычно располагают двумя верти-
кальными рядами с диагональным соединением.

Для компрессоров большой производительности холодильники типа
«труба в трубе» часто выполняют в виде нескольких параллельных секций
(5, 6 и более), соединенных коллекторами на входе и выходе. Этим до-
стигают не только уменьшения диаметра, толщины и общей длины
Рис. IX. 12. Холодильник типа «труба в трубе» для V ступени компрессора по рис. XI.6. Давление газа 17*5 Мн!м*
последовательно соединяемых труб, но и улучшения газодинамических
характеристик холодильника — с сокращением длины труб ослабляется
газовый удар и связанные с ним волновые явления.

Важно, что при сохранении скорости течения и физических пара-
метров газа и воды расчетная длина труб изменяется пропорционально
диаметру в степени 0,8. Так, при замене простого холодильника типа
«труба в трубе» четырехсекционным того же типа диаметры труб умень-
шаются в 2 раза, а длина в 1,74 раза. Аналогично диаметр труб в 100-
трубном пучке уменьшается в 10 раз, а длина пучка в 6,3 раза. Если же
учесть влияние тепловых сопротивлений стенки и загрязнения труб,
уменьшение расчетной длины станет еще большим. Масса металла всех
труб в трубном пучке прямо пропорциональна его длине, так как при

Рис. IX. 13. Кожухотрубный холодильник высокого давления
(р = 32 Мн/м2)

сохранении скорости потока и постоянном отношении внешнего диа-
метра труб к внутреннему масса 1 пог, м пучка от числа труб не зависит.
Это показывает целесообразность выполнения холодильников высокого
давления многотрубными.

Кожухотрубные холодильники для высоких давле-
ний в отличие от подобных холодильников для низких давлений всегда
устраивают с током газа внутри труб. При этом кожух холодильника не
воспринимает высокого давления газа, и выполнять его толстостенным
не требуется.

Кожухотрубный холодильник собирают из труб малого диаметра и вы-
полняют однозаходным (рис. IX. 13), двухзаходным или с большим числом
заходов.

Для возможности чистки межтрубного пространства кожух холодиль-
ника устраивают съемным. В холодильнике (рис. IX. 13) с этой целью фла-
нец крепления крышки соединен с трубной решеткой посредством состоя-
щего из частей закладного кольца. Но и при съемном кожухе чистка
межтрубного пространства затруднительна, поэтому для охлаждения
следует применять достаточно чистую воду.

У труб небольшого диаметра мала толщина стенок. При разрыве трубы,
возможном вследствие коррозии, газ поступает в межтрубное пространство
и, действуя на воду, может вызвать разрушение кожуха. Поэтому трубы
должны выполняться нержавеющими.

Для применения нержавеющих труб имеется еще одно весьма веское
основание — при отсутствии ржавчины грязь плохо удерживается на по-
верхности труб и полностью удаляется при продувке водяной полости
холодильника сжатым воздухом или нейтральным газом вместе с водой.

U-образные холодильники представляют собою раз-
новидность кожухотрубных, но с особенностью — трубный пучок состоит
484
из труб, согнутых вдвое. В результате уменьшения длины трубного пучка
холодильник может быть выполнен вертикальным, занимающим мало
места и удобным для чистки — трубный пучок легко извлечь из кожуха
посредством крана.

В холодильниках высокого давления коэффициенты теплоотдачи от
газа к трубе и от трубы к воде оказываются величинами одного порядка.
При этом увеличение скорости воды намного снижает тепловое сопротивле-
ние холодильника и существенно повышает эффективность его действия.

В конструкции U-образного холодильника, предложенной автором и
показанной на рис. IX. 14, для этого предусмотрен дополнительный вну-
тренний кожух, направляющий воду вдоль пучка труб, и установлены
поперечные и продольные перегородки. Кожух, выполненный U-образным
и разъемным, охватывает пучок труб. Перегородки показаны на схеме
движения воды. Поперечные перегородки делят межтрубное пространство
на три участка, а продольные превращают поток на каждом участке в трех-
заходный. При таком расположении перегородок увеличение скорости
воды достигается ценой лишь частичного нарушения противотока.

Холодильник, изображенный на рис. IX. 14, предназначен для послед-
ней ступени крупного компрессора для азотноводородной смеси, произво-
дительность которого 5,3 м?1сек и конечное давление 32 Мн!м\ Трубы
0 12/2,5 из нержавеющей стали закреплены в трубных решетках посред-
ством электрического разряда в воде.

Для смягчения гидравлического удара в случае разрыва трубы высо-
кого давления предусмотрены незаполненные водой отсеки /, отделенные
стенками 2 дугообразной формы, и разрывные мембраны 3, расположен-
ные в верхней горизонтальной стенке отсеков /.

При прорыве газа мембраны должны быть разрушены, а газ по вывод-
ным трубам 4 получит выход из холодильника. В связи с взрывоопасностью
газа предусмотрен внешний трубопровод для вывода газа. При малом
диаметре труб в пучке проходное сечение внешнего трубопровода не тре-
буется очень большим.

Масса U-образного холодильника по рис. IX. 14 меньше в 2,5 раза,
а занимаемая площадь в 4 раза, чем у холодильника типа «труба в трубе»
на те же параметры. Длительная проверка U-образного холодильника
показала, что внутренняя поверхность труб не загрязняется, внешнюю
легко чистить, вибрации не наблюдается, т. е. он надежен и удобен в экс-
плуатации.

Холодильники для различных давлений. Холодильники зме-
евикового типа используют для любых давлений, но только при
сравнительно малых объемах охлаждаемого газа. Газ течет внутри змее-
вика, установленного в резервуаре, через который протекает охлаждаю-
щая вода. На ступенях низкого давления змеевиковые холодильники ис-
пользуют лишь для малых компрессоров производительностью до 20 л!сек.
На ступенях среднего и особенно высокого давления они применяются
в широком диапазоне производительностей, включая большие. Однако
применение змеевиковых холодильников на ступенях высокого давления
крупных компрессоров нецелесообразно, так как низкая скорость воды,
свойственная этим холодильникам, существенно уменьшает их эффектив-
ность. К тому же соединение отдельных труб змеевика сваркой вследствие
вибрации труб оказалось ненадежным. Иногда применяют холодильники
с двумя или несколькими параллельно работающими змеевиками. В ком-
прессорах малой производительности для экономии места змеевики не-
скольких ступеней (рис. IX. 15) часто располагают в общем баке вокруг
цилиндров, которые в этом случае выполнены без отдельных водяных
рубашек.
3000

Оо

Рис. IX. 14. U-образный
холодильник
Рис. IX. 15. Змеевиковые холодиль-
ники нескольких ступеней для не-
большого компрессора высокого
давления

Рис. IX. 16. Ком-
прессор с радиатор-
ным холодильником
из плоско-овальных
труб («FMA», ФРГ)

Рис. IX. 17. Комбини-
рованный радиаторный
холодильник крупного
многоступенчатого
компрессора с секция-
ми охлаждения газа,
воды и масла
Холодильники радиаторного типа применяются
в компрессорах с воздушным охлаждением. В них сжатый газ протекает
внутри труб, а охлаждающий воздух омывает трубы снаружи, причем его
поток, создаваемый вентилятором, направлен перпендикулярно трубному
пучку. Трубы радиаторов часто делают оребренными, причем для низких
давлений наиболее целесообразно применение плоско-овальных труб. При
таких трубах увеличивается поверхность холодильника и снижается лобо-
вое сопротивление потоку обдувающего воздуха.

Холодильник компрессора на рис. IV. 1 выполнен из плоско-овальных
труб, изогнутых по спирали. На рис. IX.16 показан компрессор с радиа-
торным холодильником из двух рядов плоско-овальных прямых труб.
Представляет интерес устройство холодильника. Он выполнен однохо-
довым по сжатому воздуху и с конусными коллекторами на продолже-
нии плавно изогнутых соединительных труб большого проходного сече-
ния, что важно для снижения потерь давления в коммуникации.

Холодильники радиаторного типа применяются также для компрессо-
ров большой производительности и различных давлений при установке
в безводных местностях или затруднениях в снабжении водой. Часто
в одном радиаторе объединяют холодильники различных ступеней, сек-
цию охлаждения воды для цилиндров и холодильник для масла. В пока-
занном на рис. IX.17 таком комбинированном холодильнике все трубы
выполнены оребренными. Гидравлический двигатель вентилятора приво-
дится в движение маслом, поступающим от специального шестеренчатого
насоса на валу мотокомпрессора; при изменении частоты вращения ком-
прессора она изменяется и у вентилятора.

ПРИМЕНЯЕМЫЕ МАТЕРИАЛЫ

Материалом для корпуса и труб холодильников любых типов в боль-
шинстве случаев служит углеродистая сталь. Но часто для устранения
коррозии трубы и трубные решетки выполняют латунными или медными.
С той же целью используют трубы из нержавеющей стали или производят
бакелитирование поверхности стальных труб со стороны воды. Хорошо
зарекомендовало себя в эксплуатации покрытие трубных пучков эмалью.

Трубы, подвергающиеся коррозии, загрязняются в значительно боль-
шей мере, чем нержавеющие или защищенные от коррозии покрытиями.
Коррозия и загрязнение проявляются особенно сильно при применении
оборотной воды, охлаждаемой в градирнях открытого типа, так как воз-
дух, продуваемый через градирню, насыщает воду кислородом (до 9 мг!л) и
обильно загрязняет ее пылью.

Со стороны газа поверхность холодильников защищена от коррозии
масляной пленкой. В компрессорах без смазки цилиндров, предназначен-
ных для влажных газов, холодильники должны быть изготовлены из не-
ржавеющих труб.

При химически активных газах материал холодильников должен обла-
дать достаточной антикоррозионной стойкостью. Стальной корпус холо-
дильников судовых компрессоров, охлаждаемых морской водой, предо-
храняют от коррозии установкой цинковых протекторов на входе в во-
дяную полость и на выходе из нее. Трубы применяют медные, а трубные
доски — латунные. Для холодильников кислородных компрессоров ввиду
корродирующего действия среды также используют медные трубы.

Замена стальных труб медными, материал которых обладает значи-
тельно более высокой теплопроводностью, мало снижает общее тепловое
сопротивление холодильника. В значительно большей мере влияет тепло-
проводность материала ребер, причем особенно сильно у холодильников
высокого давления.
Применяют цельнотянутые трубы, причем у стальных толщину стенки
выбирают от 1,5 мм и выше в зависимости от диаметра трубы и давления.
Изготовление корпуса холодильника или его крышек из чугунного литья
допустимо по нормам Госгортехнадзора только для давлений до 0,6 Мн/м2.

Методы расчетов холодильников на прочность приведены в литера-
туре [2].

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ХОЛОДИЛЬНИКОВ

Тепловой расчет холодильников имеет целью определить величину по-
верхности, необходимой для охлаждения газа, а также расход охлаждае-
мой воды.

Принятые обозначения:

Q — расчетный тепловой поток, в/п;

tn — массовый расход газа, кг/сек;

х, = -Рнп^---------абсолютная влажность газа при входе в хо-

А/1 Ро-Р«Д1Ф

лодильник, кг/кг;

х2 = -тг----—------абсолютная влажность газа при выходе

2 Rn р — Рнп2	к

из холодильника, кг!кг (зависимость для
х2 справедлива в случаях, когда в холо-
дильнике происходит конденсация; при от-
сутствии конденсации х2 = хг);

#г — газовая постоянная газа, дж/(кг-град);

Rn = 461,5 — газовая постоянная водяного пара,
дж/(кг-град);

р — давление газа в холодильнике, Мн/м2;

р0 — давление во всасывающем патрубке ступени
перед холодильником, Мн/м2;

Рнпг — давление насыщенного водяного пара при
температуре газа во всасывающем пат-
рубке ступени перед холодильником,
Мн/м2;

рнп2 — давление насыщенного водяного пара при
температуре газа на выходе из холодиль-
ника, Мн/м2;

<р — относительная влажность газа при всасы-
вании в ступень перед холодильником;

W — расход охлаждающей воды, л/сек;

tr и t2 — температуры газа при входе в холодиль-
ник и при выходе из него, °C;

Ti и т2 — температуры воды при входе в холодиль-
ник и при выходе из него, °C;

— средний температурный напор, °C;

kmp — линейный коэффициент теплопередачи тру-
бы, вт/(м - град);

г — число труб в пучке;

и а 2 — коэффициенты теплоотдачи на внутренней
и наружной поверхностях трубы;
вт/(м2 - град);

dt и d2 — внутренний и наружный диаметры трубы, м;
dcp = —--у--2-средний диаметр трубы, м;

8тр, и 62 — толщины стенки трубы и слоев загрязнения
внутри и снаружи трубы, м;
1 — коэффициент теплопроводности протекаю-
щей среды, вт!(м • град);

ЪпР> и Х2— коэффициенты теплопроводности материала
трубы и слоев загрязнения внутренней и
наружной поверхностей трубы, вт/(м -град);

$1	Г'Ь	$2

и == ---------тепловые сопротивления загрязняющего

слоя на внутренней и наружной поверх-
ностях трубы, л/2 • град!вт;

р — коэффициент динамической вязкости,
н-сек/м2;

Р
g = 9,81
w

—	коэффициент кинематической вязкости,
мЧсек;

—	плотность, кг/м3;

—	ускорение свободного падения, м/сек?;

—	скорость, м/сек;

ср — теплоемкость газа при постоянном давле-
нии, дж/(кг-град);

и f2 — энтальпия газа на входе в холодильник и
на выходе из него, дж/кг.

Общий тепловой поток Q (вт) от влажного газа к охлаждающей воде

(IX.1)

Q = Qi + Qz,

где Qi — тепловой поток при охлаждении сухого газа, вт;

Q2 — дополнительный тепловой поток при охлаждении и частичной
конденсации водяного пара, вт.

Тепловой поток Qx определяется выражением

Qi = тср (G — /2).	(IX.2)

При значительных изменениях теплоемкости ср в процессе охлажде-
ния (реальные газы) расчет следует вести по величине ср для средней
температуры газа или по формуле

Qi = т (fj — f2).	(IX.3)

Значения энтальпий газа на входе в холодильник и на выходе i2
находятся по энтропийным диаграммам.

Не учитывая тепла, отводимого от цилиндра, и потерь в окружающую
среду, в качестве температуры газа при входе в холодильник принимают
температуру нагнетания при адиабатическом сжатии, определяемую в тер-
модинамическом расчете.

Для определения дополнительного теплового потока Q2 воспользуемся
зависимостью

Q2 = т [1,88-103 (%Л — х2/2) + (2,5-106 — 4,19 • Ю3^)^ — х2)], (IX.4)
где 1,88-103 — средняя теплоемкость водяного пара при постоянном дав-
лении, дж/(кг-град); 2,5-106 — теплота парообразования при 0° G, дж/кг;
4,19 -103 — теплоемкость воды, дж/(кг • град).

Значение теплового потока часто рассчитывают по индикаторной
мощности, затрачиваемой в ступени компрессора перед холодильником.
Следует иметь в виду, что при охлаждении газов, температура и давле-
ние которых близки к критическим, тепловой поток значительно больше
индикаторной мощности. Напротив, в холодильниках сверхвысокого
давления он составляет лишь часть ее, так как другая часть, выражае-
мая приращением pv реального газа, уходит из холодильника не с во-
дой, а с газом.	_

Дополнительный поток Q2 значителен в холодильниках I и II ступеней,
причем снижение относительной влажности <р газа, поступающего в ком-
прессор, и превышение температуры газа, всасываемого во II ступень, над
его температурой при всасывании в / ступень влияют таким образом,
что в холодильнике II ступени тепловой поток Q2 обычно больше, чем
в I ступени. В III ступени он меньше, а в холодильниках IV и следующих
ступеней значение Q2 так мало, что может не учитываться.

Расход охлаждающей воды (л!сек) при ее теплоемкости 4,19х
Х103 джЦкг-град) составляет

4,19.Д,-Т,)-	<1Х-5)

При расчете холодильника определяют по допускаемым скоростям
проходные сечения и число труб в пучке, а затем по тепловому потоку Q
находят длину L трубного пучка. Если длина получается неконструктив-
ной, изменяют в пределах допустимых скоростей число труб или проход-
ные сечения и снова находят длину трубного пучка. Так продолжают
расчет до получения удовлетворительных соотношений. Длина трубного
пучка L (м)

Величина среднего температурного напора Д/ (°C) при любой схеме
теплообмена находится по обобщенной расчетной формуле Н. И. Белоконя

Дг = -!Ц^,	(IX.7)

lni

где Oi и 02 — наибольшая и наименьшая разности температур, определяе-
мые из условия:

0! = 0е. а + 4- ДТ;	(IX.8)

0г = 0с. а--(IX.9)

Здесь 0С. а — средняя арифметическая разность температур потоков, град,
равная разности между средними арифметическими температурами нагре-
вающего и нагреваемого потоков:

0с. а =	= tl - Т1 - 4-(Д^ + ДтД (IX. 10)

где Д/о = tx — t2 — снижение температуры газа, град', Дта = т2 — тх —
повышение температуры воды, град; ДТ — характеристическая разность
температур потоков, град, определяемая по формуле

ДТ = К(Д^ + Дта)а-4хД/оДта.	(IX.11)

Здесь % — эквивалентный индекс п ротивоточности, соответствующий схеме
теплообмена и указанный в табл. IX.2.

При противотоке имеем х = 1; в этом случае выражение (IX.7) приво-
дится к известной формуле Грасгофа

Д/ =	.	(IX.12)

in 21_II
Таблица IX.2

Средние значения эквивалентного индекса противоточности %
для различных схем теплообмена [87]

Схема теплообмена				Индекс про- тивоточности X
Наименование		Эскиз		
Прямоток		- * t2 tl ———tz		0
Противоток			*"	^2  Тг •	Ъ		1
Перекрестный ток	Однократный	.	p			0,56
		|r	’ u2  1	
	Двукратный		T	Ti	0,88
			»- ^2	
	Трехкратный	. t;m - i		0,95
		LJ lr, t!		
	Четырехкратный			0,98
		t1 U U 2		
	Пятикратный (и более)	ti LTtFV		-1,00
	Многократный с симметрич- ным U-образным	ъ П	П it,	-0,5
		-U		
		I L it		

Линейный (отнесенный к 1 пог. м) коэффициент теплопередачи kmp,
втЦм-град), для гладкой трубы с учетом ее загрязнения определяется
по формуле

kmD = 1 I |	? | ( 1 , М 4 * (IX. 13)

0^1 Xi hmp dCp \ (Xg

Влияние загрязнения можно учесть, заменив в расчетной формуле от-
ношения и значениями тепловых сопротивлений и Тогда

(IX.13')
Коэффициент теплопроводности для углеродистой стали Хтр
я» 46,5 вт/(м-град), но для легированной и нержавеющей сталей в зави-
симости от количества и характера присадок в них снижается соответ-
ственно до “кщр = 36 и "ктр — 14вт/(м-град). Тепловое сопротивление стен-
ки трубы играет значительную роль только в расчете холодильников высо-
кого давления, в холодильниках же низкого давления,^где применяются
тонкостенные трубы, оно мало и выражающий его член	в форму-

лах (IX.13) и (IX.13') может не учитываться.

Средние значения тепловых сопротивлений от загрязнения теплопере-
дающей поверхности учитываются по данным табл. IX.3. Сопротивления
накипи и окалины принимаются в расчет при наличии условий их образо-
вания. С повышением скорости воды слой загрязнения со стороны воды
накапливается в меньшей мере.

Таблица IX.3

Средние значения тепловых сопротивлений
при загрязнении теплопередающей поверхности

Охлаждающая среда или загрязнения	м2-град/вт
Охлаждающая среда:  вода:  дистиллированная  морская  водопроводная, колодезная или озерная речная хорошего качества:  w 0,9 м/сек ад > 0,9 »  загрязненная: w < 0,9 м/сек ад > 0,9 »  воздух  Загрязнения:  накипь (слой 0,5 мм)  ржавчина (слой 0,5 мм)  масло (слой 0,1 мм)	0,9 0,9 (1,8) 1,8 (3,5)  3,5 (5,3) 1,8 (3,5)  5,3 (7,1) 3,5 (5,3)  3,5  2,8 4,3 7,2
Примечание. Значения в скобках относятся к температуре воды t > 50° С или к температуре горячего теплоносителя t > 115° С при водяном охлаждении.	

Толщина слоя масляной пленки принимается: для холодильника давле-
нием до 4,0 Мн/м2, — 0,1 мм; для холодильника давлением свыше
4,0 Мн/м2 — 0,05 мм.

Значение линейного коэффициента теплопередачи kmp [вт/(м  град)]
для оребренной трубы определяется формулами:

или

Ь __ ______________________________________________________

т,>	1___|_ j &тр . 41	। / 1 6г \

®1 Xi Xmp dcp \	/ /эхе

(IX.14)

(IX.14')
причем f3Ke — эквивалентная поверхность, мЧм.

fsKe ~ fmp + Efpe6,	(IX. 15)

гДе fmp — внешняя поверхность между ребрами на 1 пог. м трубы, м*/м;
fрев — поверхность ребер на 1 пог. м трубы, м2/.м', Е — коэффициент эф-
фективности ребер, определяемый для продольных ребер постоянной тол-
щины по формуле

где, в свою очередь, 0 представляет собою выражение

У ( ~ h Qqz ) ^реб^реб
\ иреб /

Здесь h — высота ребра, м; ареб — коэффициент теплоотдачи на поверх-
ности ребер, вт/(м2*град); 8реб— толщина ребра, м; креб— коэффициент
теплопроводности материала ребра, вт/(м-град).

Для поперечных круглых и квадратных ребер с цилиндрическим осно-
ванием значения Е выражаются функцией

н* -£)•	<1Х17)

где D — внешний диаметр круглых ребер или сторона квадрата у квадрат-
ных ребер, м; h = —---------высота ребра, м.

D

Функция (IX.17) представлена кривыми на рис. IX.18. Кривая -%- = 1
на графике для квадратных ребер соответствует формуле (IX. 16) и слу-
жит для определения Е в случае применения продольных ребер.

 Для ребер трапециевидного сечения, получаемых, в частности, при оре-
брении труб методом накатки, расчет производится так же, как для ребер
постоянной толщины, но 6реб принимается равным,
6реб = 4(6' + б'')’

а величина £, найденная по графику рис. IX. 18, корректируется путем
умножения на поправочный коэффициент '0, определяемый в зависимости
от 0А и -|г по кривым в верхнем правом углу графика. Здесь 6' и 6" —
толщины ребер у основания и у внешней кромки.

Холодильники следует проектировать таким образом, чтобы темпера-
тура t2 охлажденного газа была на 5—8° G выше температуры тх воды,
поступающей в холодильник. При разности температур в 5° теплопередаю-
щая поверхность холодильника требуется примерно на 18—20% большей,
чем при разности температур в 8°. Меньшую из указанных разностей ре-
комендуется выбирать для стационарных компрессоров, учитывая, что
такой выбор равноценен созданию запаса теплопередающей поверхности.

Температуру т2 находят по экономичному нагреву воды в холодиль-
нике, принимаемому Дтй = 154-20° С, но с ограничением: т2 < 40° G,
так как в случае жесткой воды при температурах, превышающих эту ве-
личину, происходит усиленное выделение солей и отложение их в виде
накипи на стенках труб. При т2 > 40° G необходимо предусматривать
меры против образования накипи.

Для холодильников с воздушным охлаждением температуру охлажден-
ного газа принимают на 15—20° С выше температуры охлаждающего
воздуха.
Коэффициенты теплоотдачи ах иа2, вгп1(м? -град), определяются по ве-
личине критерия Нуссельта Nu

а = -j- Nu втЦм2, • град).	(IX. 18)

Рис. IX. 18. Значения коэффициента эффективности квадратных (а) и
круглых (б) ребер

В свою очередь, Nu находится в зависимости от комплекса критериев:
при ламинарном движении

Nu = /((Re, Pr, Gr,	(IX. 19)

при турбулентном движении

Nu = /(Re, Pr, -Д-).	(IX.20)
В этих зависимостях:

Re — критерий Рейнольдса

Re = -^-;	(IX.21)

Рг — критерий Прандтля

Pr = -^ = -^,	(IX.22)

и	Л

к

где а =	----коэффициент температуропроводности, мЧсек*,

срР

Gr — критерий Грасгофа

Gr =	(IX.23)

где — коэффициент объемного расширения жидкости, град-1; Дта —
разность температур стенки и окружающей среды, град.

Величина d в формулах (IX.18), (IX.21) и (IX.23) — определяющий

Рис. IX.19. Значение Re для воды

линейный размер в сечении потока, выбираемый различным в зависимости
от формы теплообменной поверхности и характера ее омывания.

При течении вдоль труб и значениях Re < 2200 режим движения лами-
нарный; при 2200 < Re <10 000 — переходный и при Re •> 10 000 —
турбулентный.

В холодильниках поршневых компрессоров течение газа турбулентное.
Режим движения охлаждающей воды в отдельных случаях ламинарный.
Для определения значения Re в зависимости от средней температуры воды
в холодильнике тср, ее скорости w и размера d служит номограмма
рис. IX.19.

Критерии Re, Рг и Gr, указанные без индекса, определяются при тем-
пературе потока, но критерий Рг, отмеченный индексом w, определяется
при температуре стенки трубы. Критерий Рг для газов практически не
зависит ни от температуры, ни от давления. Для газов Рг/Рг^ =» 1. Зна-
чения Рг для ряда газов даны в табл. 6 (приложение). В расчетные фор-
мулы, определяющие критерий Nu, значения Рг входят в разной степени
для продольного и поперечного течения относительно труб. В табл. 6
даны также степени Рг для этих случаев.

Физические параметры воды на линии насыщения приведены в табл. 7.

Коэффициент теплопроводности А, для всех газов возрастает с давле-
нием. Его значения для ряда газов представляют кривые рис. IX.20.
Рис. IX.20. Коэффициент теплопроводности X = f (t; р) для ряда газов
Влияние давления на вязкость до р = 1,0 Мн!м2 для большинства га-
зов проявляется незначительно, но при более высоких давлениях оно
велико. Данные о вязкости газов в зависимости от давления для ряда
температур представлены кривыми на рис. IX.21.

Теплоемкость газа ср изменяется с температурой и давлением. Кривые
ср = f (t, р) для ряда газов даны на рис. 1Х;22. Для некоторых других
газов они находятся по табл. 1 (приложение), но при высоких давлениях
должны быть взяты с поправкой, определяемой по рис. 1.10.

Подробные данные по %, р, и ср для многих газов и газовых смесей
приводятся в литературе [9] и [17].

Средняя температура воды в холодильнике принимается равной

<1Х-24>

Средняя температура газа находится по формуле

tef = 4" <T1 + b) + А/ = + Ы,	(I X .25)

где Д/ — средний температурный напор, определяемый по формуле
(IX.7).

Движение газа в холодильнике носит неравномерный, прерывистый
характер, и вследствие этого можно было бы ожидать снижения ах против
его значения при средней скорости газа. Но в действительности вследствие
волновых явлений в потоке газа в холодильнике такого снижения не на-
блюдается. На этом основании расчет ведут по средней скорости газа w
(м/сек) в трубах

(IX.26)

Р/хол

где fхол — площадь проходного сечения для газа в холодильнике, м2.
Для того чтобы потеря давления в холодильнике не была чрезмерно высо-
кой, величину площади сечения fX0Jl следует определять по формуле

(IX.27)
ьгаза

где F — рабочая площадь поршня ступени, нагнетающей в холодильник,
а для ступеней двойного действия — площадь поршня большей из полостей,
м2 (в случае одновременного нагнетания из нескольких цилиндров F
равно суммарной площади поршней, нагнетающих совместно); сср — сред-
няя скорость поршня, м/сек\ сгаэа — скорость газа в холодильнике по
средней скорости поршня, м/сек.

В холодильниках с гладкими и оребренными трубами для воздуха или
газов, близких ему по плотности, при течении вдоль труб величину сгаза
следует выбирать в пределах 25—35 м/сек. При течении перпендикулярно
трубам сгааа — 18-т-ЗО м/сек, причем величина скорости находится по
наименьшему проходному сечению между трубами. Бблыпие из указан-
ных значений относятся к ступеням низкого давления и допустимы лишь
при наличии буферной емкости перед холодильником. Для холодильников
типа «труба в трубе» и змеевиковых при обязательном устройстве буфер-
ных емкостей до холодильников скорости газа следует допускать: 20—
25 м/сек для давлений до 15 Мн/м2\ 12—16 м/сек для давлений до 25 Мн/м2
и 8—12 м/сек для давлений до 50 Мн/м2. При объеме буферной емкости
более пятикратного рабочего объема цилиндра нагнетающей ступени, а
для ступеней двойного действия более четырехкратного объема на-
гнетающей полости скорости газа, указанные здесь для различных
498
Рис. IX.21. Коэффициент вязкости р = f (t, р) для ряда газов
Рис. IX.22. Теплоемкость ср— f (t, р) для ряда газов
холодильников, могут быть увеличены дополнительно на 20—50%. В слу-
чае небольших многооборотных компрессоров при необходимости умень-
шения габаритов допускается повышение скоростей в 1,5—2 раза.

В холодильниках для газов, имеющих плотность значительно меньшую,
чем у воздуха, могут быть допущены более высокие скорости. Равенство

потерь давления и мощности соответствует условию, что отношение скоро-
стей газа и воздуха обратно пропорционально квадратному корню из отно-

шения их плотностей или прямо пропорционально выражению 1/4™^,
г Квозд
где R — газовая постоянная. Однако сохранение потерь постоянными

вряд ли правильно с экономической точки зрения, так как для газа с малой
плотностью можно сочетать уменьшение проходных сечений холодиль-
ника со снижением потерь энергии. Выбор скоростей газа в холодильни-
ках следует производить по формуле

с = с if %газа
газа газа %возд *

(IX. 28)

При этом для азотноводородной смеси и водорода допускаемые скорости
соответственно в 1,5 и 2,4 раза выше, чем для воздуха. У газов, имеющих
большую плотность и, следовательно, меньшую величину газовой посто-
янной, допускаемые скорости должны быть понижены согласно той же
зависимости.

Скорости сгаза служат лишь для определения нужной площади про-
ходного сечения холодильника [хол, но в зависимостях для вычисления Re
не участвуют. Расчетной же является величина скорости газа w, определяе-
мая согласно формуле (IX.26).

Скорость воды в холодильниках рекомендуется выбирать в пределах
1—2 м/сек, но не ниже 0,2 м/сек с тем, чтобы надежно обеспечить режим
турбулентного движения. При ламинарном движении воды происходит
осаждение грязи, резко снижающее эффективность действия холодиль-
ника. В холодильниках с оребренными трубами и типа «труба в трубе»,
которые отличаются напряженностью теплового потока, сопротивление
переходу тепла от трубы к воде играет большую роль в общем тепловом
сопротивлении. Поэтому в этих холодильниках допускают повышенные
скорости воды в пределах w = 1,5-4—3 м/сек.

При малых скоростях воды в прямых трубах критерий Nu определяется
по формуле для ламинарного движения [48]

Nu = 0,17Re0’33Pr0,43Gr0’1 (-jP-V’25.	(I Х.29)

Значения а для воды, соответствующие формуле (IX.29), могут быть
получены и по номограмме рис. IX.23 в зависимости от скорости ио, раз-
ности температур стенки и воды Лтш и диаметра d.

При турбулентном движении воды и газа в трубах или вдоль труб в об-
ласти Re = 1 • 104-j-5- 10е критерий Nu, согласно [48], вычисляется по
формуле

Nu = 0,021 Re0,80Pr0'43 (-^-V’25.	(I Х.ЗО)

\ *40 /

Значение а для воды по формуле (IX. 18) при вычислении Nu по формуле
(IX.30) для турбулентного течения находится по номограмме рис. IX.24,
представляющей зависимость а от величин w, &xw и d.

Для движения воды в переходном режиме (2200 <5 Re <3 10 000) зна-
чения а могут быть получены из выражения:

ОС = &лам "Ь #	С&лам))	(I X.31)
где алам и атурб находятся по рис. IX.23 и IX.24, а значения а даны
в табл. IX.4 в зависимости от Re.

Приближенно превышение температуры стенки Дтад над средней тем-
пературой охлаждающей воды выражается в долях среднего температур-
ного напора Д/ (град)

Дт^(0,1ч-0,3)Д/,	(IX.32)

причем меньшие значения указаны для холодильников низкого давления
с гладкими трубами.

800	700	600	500	400	300	2000,01 0,03 0,05 0,080,1 0,14 0,20,25 0$

ос, bm/м 2 град -•—	—м/сек

Рис. IX.23. Значение а для воды при ламинарном движении

Рис. IX.24. Значение а для воды при турбулентном движении

Точная величина Дтда определяется по формуле

<1Х-33>

где а — коэффициент теплоотдачи от трубы к воде, вт1(м2 -град); d —
диаметр поверхности трубы, омываемой водой, м.
Для газов формула (IX.30) принимает упрощенный вид

Nu = O,O21Re°’80Pr0'43,

(IX.34)

причем для воздуха (Рг = 0,69) имеем
Nu = 0,018 Re0’8.

(IX.34')

При течении газа вдоль трубы с продольными прерывистыми ребрами
величина Nu находится по зависимости

Nu = O,O6OReo’78Pr0,43 /'ф*')0’164,
\ 1реб /

(IX.35)

где ^экв — эквивалентный диаметр, принятый в качестве определяющего
для Re; 1реб — длина ребра между поперечными прорезами.

Определяющий размер d или d9Ke в формулах (IX.29), (IX.30), (IX.34)

и (IX.35) находится из соотношения

d=d9Ke = ^r.	(IX.36)

Для движения потока внутри круглых труб
d=dx. В других случаях продольного омывания
труб вычисление размера d — d9K6 производится
с учетом следующих значений f и U:

1)	движение потока внутри некруглых труб:
f — площадь живого сечения трубы, м2; U — внут-
ренний периметр трубы, м\

2)	продольное омывание внешней поверхности
пучков труб гладких и с продольными ребрами:
f — площадь живого сечения межтрубного про-
странства, м2\ U — периметр омываемых поверх-

Таблица IX.4

Зависимость а от Re

со 'о  <Ь  IX	о	Re-10"3	<3
2,2	0,00	5,0	0,85
2,3	0,17	6,0	0,90
2,5	0,31	7,0	0,95
3,0	0,51	8,0	0,98
3,5	0,62	9,0	0,99
4,0	0,73	10,0	1,00

ностей, включая поверхности не передающие тепло (кожух, продольные
перегородки и др.), трение о которые также усиливает турбулентность

потока, м;

3)	кольцевое пространство холодильников типа «труба в трубе»: f—пло-
щадь сечения кольцевого пространства, м2-, U — омываемый периметр
суммарный по внутренней и наружной трубе [45] и [48]. Для оребренной
трубы величина U находится с учетом ребер. В случае гладких труб
формула (IX.36) приводится к упрощенному виду

d — d3Ke — D d%,

(IX. 37)

где D — внутренний диаметр внешней трубы; d2 — внешний диаметр
внутренней трубы.

При известном значении d коэффициент теплоотдачи определяется по
.	% X т

формуле а = Nu.

Коэффициент теплоотдачи в змеевике выше, чем в прямой трубе, при-
чем поправочный множитель ег к величине а для прямой трубы находится
в зависимости от отношения внутреннего диаметра трубы dx к среднему
радиусу змеевика г

14-1,77-^-	(IX.38)

Для холодильников змеевикового типа, где змеевик заключен в ре-
зервуар с водой, теплоотдача к воде определяется преимущественно
свободным движением, так как скорость вынужденного движения мала.
Коэффициент теплоотдачи при свободном движении воды находится по
формуле (48)

“=с(^Г-	<ix-39>

где Дтш — средняя разность температур внешней стенки трубы и воды,
град\ d2 — внешний диаметр трубы, м\ С — коэффициент, определяемый
из табл. IX.5.

Таблица IX.5 Среднюю разность температур стенки и воды Лт^
Значение С следует определять подбором значений с последующей
для воды проверкой по равенству

град	С
0	60
20	96
40	128
60	153
80	176

Ат<е~ аА

a1d1 *"

(IX.40)

где Д/ — средний температурный напор, определяемый
по формуле (IX.7).

При поперечном омывании газом пучка гладких
труб, расположенных в шахматном порядке, критерий
Nu, согласно [91 ], вычисляется по формуле

Nu = 0,334C2Re0,60Pr0'33	—^A°’2S,

\ s2 — а2 /

(IX.41)

где sx — фронтальный шаг (в направлении, перпендикулярном потоку), м\
s2 — диагональный шаг, м\

Сг — прправка на число рядов труб z в направлении потока газа:
г...........	2	3	4	5	6	7	8	10	20

Сг	.... 0,77	0,83	0,87	0,90	0,93	0,94	0,96	0,98	1,00

s _

Формула (IX.41) справедлива при ——^-^0,7.

$2 и2

При расположении труб по вершинам равносторонних треугольников
фронтальный шаг равен диагональному или составляет 1,73 его величины

в зависимости от направления потока перпендику-
лярно стороне или высоте треугольника.

В формуле (IX.41) в качестве определяющей
скорости принята скорость в самом узком сечении
между трубами и в качестве определяющего раз-
мера — внешний диаметр трубы d2.

Формула (IX.41) соответствует условию, что
поток газа перпендикулярен оси труб, т. е. что
угол атаки ф = 90°. В кожухотрубных холодиль-
никах обтекание трубного пучка происходит под
углом атаки, который зависит от расстояний между
поперечными перегородками и расположения в них
отверстий (его считают равным углу между пря-
мой, соединяющей средние точки отверстий двух

Т а б л и ц a IX.6

Значение для пучков
из круглых труб

Угол ф. °	со	Угол ф. °	-э- 00
90	1,00	50	0,88
80	1,00	40	0,78
70	0,98	30	0,67
60	0,94	20	0,52
		10	0,42

смежных поперечных перегородок, и осью трубного пучка). Изменение
коэффициента теплоотдачи при угле атаки ф <90° учитывается введением
поправочного коэффициента е^. В этом случае коэффициент теплоотдачи

равен



(IX.42)

где а2 находится по Nu, определяемому формулой (IX.41). Значения коэф-
фициента 8<ф для различных углов атаки ф приведены в табл. IX.6.
При течении газа перпендикулярно пучку труб с поперечными ребрами
величина коэффициента теплоотдачи а.реб при шахматном расположении
труб находится по значению Nu, определяемому, согласно [32], формулой

Nu = CRe°’65Pr0,33

(IX.43)

причем определяющим размером в выражениях а через Nu по (IX. 18) и
Re по (IX.21) служит шаг между ребрами, т. е. d — spe6 (м). Определяю-
щей скоростью газа при вычислении Re является скорость в узком сече-
нии пучка между трубами, вычисленная с учетом сужения, вызванного
ребрами.

Для труб с круглыми ребрами С = 0,215 и с квадратными С = 0,197.
Значения С указаны с учетом неравномерности теплоотдачи на поверх-
ности ребра вокруг трубы. Формула (IX.43) справедлива в области зна-
чений Re = 3-103ч-25-103 и = 3-н4,8.

spe6

Указанные выше формулы для определения в различных условиях
коэффициента теплоотдачи а от газа к трубе относятся к сухому газу.
В случае влажного газа коэффициент теплоотдачи увеличивается. Увели-
чение коэффициента теплоотдачи учитывают введением поправки ==
= авл , величина которой зависит от влажности газа и (по Меркелю)
асух

определяется следующей формулой:

2,5-10е-4,19 -IO3/™

____________ cp

Хср X<WCp
icp — twcp



СР

(IX.44)

где хср — _й-±А — среднее влагосодержание газа, кг!кг-, xw = х
&	СР Кп

X —— п~------наибольшее влагосодержание при температуре tw , кг!кг\

р — Рн. nw	ср

Рн. nw — давление насыщенного водяного пара при температуре tw , Мн!м2\
tcp — средняя температура газа, определяемая по формуле (I)f.25), °G;
tWcp — средняя температура стенки со стороны газа, °C, определяемая
по формулам:

для гладкой трубы

t..r =	+ (1 -	(IX.45)

для оребренной трубы

t^cp ~	4~ (j



(IX.46)

где хср— средняя температура воды, определяемая по формуле (IX.24);
а — коэффициент теплоотдачи от газа, вгп1(м? *град)\ d — диаметр трубы
со стороны газа, м; f3Ke — эквивалентная площадь 1 пог. м оребренной
трубы, м2/м, определяемая по формуле (IX. 15).

В том случае, когда xw хср, расчет следует вести как для сухого
газа.

Размеры холодильника, полученные в тепловом расчете, должны быть
проверены с точки зрения гидравлических сопротивлений и связанных
с ними потерь мощности в холодильнике. Способ их вычисления показан
в п. 3 главы VI для участков коммуникации с холодильником. При опре-
делении потерь в холодильнике сопротивления остальных узлов коммуни-
каций не учитываются, но объемы их должны быть приняты в расчет. Мощ-
ность, теряемая в холодильнике стационарных компрессоров, не должна
быть более 1,5%, а передвижных 3% от мощности, затрачиваемой
в предыдущей ступени. Это требование приблизительно удовлетворяется
при соблюдении условия

ф =	(6ч-4) F,	(IХ.47)

V %>хол	Сзв

где Ф — эквивалентная площадь холодильника, я2; [ход — площадь про-
ходного сечения холодильника, принятая в качестве определяющей, м2]
%хол — коэффициент сопротивления холодильника, отнесенный к опреде-
ляющей площади; сср — средняя скорость поршня, м/сек\ с8в — скорость
звука в газе при средней температуре в холодильнике, м/сек\ F — площадь
поршня ступени перед холодильником, а у ступени двойного действия —
большая из площадей по ту или другую сторону поршня, м2.

Заметим, что после некоторого предела увеличение длины холодильника
приводит не столько к снижению температуры газа после холодильника,
сколько к повышению до него — с ростом сопротивления в холодильнике
растет работа сжатия в предыдущей ступени.

Следует также рассчитывать сопротивление холодильника по воде.
Часто при многоходовых холодильниках — кожухотрубных, элементных
и типа «труба в трубе» вследствие большого сопротивления напор воды
не обеспечивает нужного расхода.

2.	ВЛАГОМАСЛООТДЕЛИТЕЛИ И БУФЕРНЫЕ ЕМКОСТИ

Отработанное в цилиндре масло содержит посторонние включения и
продукты разложения масла, которые ухудшают его смазывающую способ-
ность или сами способствуют износу трущихся поверхностей. Поэтому,
как правило, отработанное масло не должно поступать вместе с газом из
цилиндров одних ступеней в цилиндры следующих. В холодильниках вы-
деляется вода, конденсирующаяся при охлаждении сжатого влажного
газа, которая также должна быть удалена. Присутствие воды в газе ухуд-
шает смазку, а скопление ее в трубопроводе может вызвать гидравлический
удар.

Для удаления из газа масла и влаги применяют влагомаслоотделители,
которые включаются в газовую коммуникацию после холодильников или
устраиваются непосредственно в корпусе холодильника. Если нагнетаемый
компрессором газ также должен быть освобожден от масла и влаги, то
влагомаслоотделители устанавливают кроме промежуточных ступеней
также после последней ступени сжатия.

Действие влагомаслоотделителей основано на инерционном сепариро-
вании водяных и масляных капель, обладающих плотностью, значительно
большей, чем у газа. Процессу разделения газа и жидкости способствует
также, хотя и незначительно, свободное осаждение взвешенных капель под
влиянием их веса.

Инерционное отделение влаги и масла может осуществляться тремя
способами: 1) петлеобразным поворотом потока газа; 2) отражением потока
газа от стенки; 3) центробежным действием. Практически эти способы при-
меняются как порознь, так и в различных сочетаниях.

Во влагомаслоотделителе (рис. IX.25), действующем по первому спо-
собу, газ поступает во внутреннюю полость по изогнутому патрубку 1
и, совершив петлеобразный поворот с нисходящего направления на вос-
ходящее, выходит через патрубок 2, Отделение влаги и масла достигается
резким уменьшением скорости направленного вниз потока и его последую-
щим поворотом. Для достаточно полного отделения скорость восходящего
потока газа в корпусе влагомаслоотделители не должна превышать 0,8—
1,0 м/сек на ступенях низкого, 0,3—0,5 м/сек на ступенях среднего и 0,1—
506
0,2 м!сек на ступенях высокого давления, причем большие значения до-
пустимы для газов с относительно малой плотностью.

Во влагомаслоотделителе (рис. IX.26), который действует по второму
способу, газовый поток проходит сквозь щелевые каналы пакета гофри-
рованных пластин и, претерпевая многократные отражения от их волни-
стых поверхностей, оставляет на них частицы воды и масла. Несколько
наклонное расположение гофров относительно направления потока газа

способствует стеканию капель

Рис. IX.25. Влагомаслоотделитель
с петлеобразным поворотом потока
газа

по поверхности пластин.

Во влагомаслоотделителе (рис.
IX.27) сочетаются первый и второй
способы сепарирования. Поток газа
после удара о вертикальную перего-
родку, расположенную внутри кор-
пуса, совершает двойной петлеобраз-
ный поворот. Тем самым достигается

Рис. IX.26. Влагомаслоотдели-
тель с гофрированными пласти-
нами

более совершенное отделение взвешенных капель, чем во влагомаслоот-
делителе по рис. IX.25.

Во влагомаслоотделителе (рис. IX.28), который действует по третьему
способу, поступающий газ проходит крыльчатку /, неподвижно закреплен-
ную в патрубке 2, и получает спирально-винтовое движение. В результате
возникающих при этом центробежных сил газ освобождается от воды и
масла. Выход газа осуществляется через патрубок 3, расположенный на
оси вращающегося газового столба, где содержание капель жидкости ми-
нимально.

В циклонном влагомаслоотделителе (рис. IX.29), также действующем
по третьему способу, газ входит через тангенциально расположенный
канал 1 и получает нисходящее винтовое движение. Освобожденный от
влаги и масла, он выходит вверх по центральной трубе 2. Достигаемый
при этом петлеобразный поворот дополняет действие центробежных сил.

Преимущество влагомаслоотделителей центробежного действия перед
другими состоит в том, что инерционная сила, возникающая при враща-
тельном движении газа, действует длительнее, чем при поворотах струй,
поэтому сепарирование получается более совершенным, а емкость масло-
отделителя используется полнее. Это преимущество играет особенно важ-
ную роль при высоком давлении газа, где большая плотность газа затруд-
няет выделение взвешенных в нем капель, а емкость аппарата должна быть
невелика. Метод расчета таких влагомаслоотделителей указан в работе
[109].

Вне зависимости от схемы и способа действия влагомаслоотделителя
поток в нем должен быть организован таким образом, чтобы выделившиеся

Рис. IX.27. Влагомаслоотделитель с верти-
кальной перегородкой

капли не увлекались повторно.
Несоблюдение этого правила во
многих случаях является при-
чиной плохой работы влагомас-
лоотделителей.

Емкость влагомаслоотдели-
телей следует выбирать с учетом
количества выделяющейся влаги

Рис. IX.28. Влагомаслоотде-
литель центробежного дейст-
вия

и частоты продувок, обычно производимых через 1—2 ч, причем объем
накапливающегося конденсата допускают не более г/3 емкости. Как пра-
вило, наибольшее количество влаги выделяется после II ступени, после
же IV и следующих ступеней оно весьма мало.

Полнота улавливания влаги и масла во влагомаслоотделителях раз-
личных конструкций находится в пределах 0,7—0,95. Лучшие результаты
относятся к аппаратам центробежного действия при оптимальных скоро-
стях потока. Чрезмерное снижение скорости уменьшает центробежную
силу, а увеличение усиливает завихрение потока; то и другое приводит
к отрицательному результату.

Труднее всего отделяются мельчайшие капли, измеряемые в микронах
и образующие туман. Для укрупнения капель применяют металлокерами-
ческие влагомаслоотделители (рис. IX.30). Они имеют от 1 до 48 металло-
керамических гильз размером 0 70/40 X1000 мм, и в случае работы на воз-
508
духе при давлении до 1,1 Мн1м? пропускная способность наибольшего
из них достигает 0,4 м3!сек при потере давления до 0,05 Мн!мР. По данным

каталогов полнота улавливания влаги и масла у них достигает 0,997.

Для выравнивания пульсирующего потока газа и ослабления газовых
ударов применяют буферные емкости, которые включают в газопровод
непосредственно у всасывающего и нагнетательного патрубков цилиндров.

Объем их выбирают по номо-
грамме рис. VI.41, но не менее
V6^ = (5^-8)Vft, (IX.48)
где Vh — рабочий объем полости
цилиндра, к которому примы-
кает буферная емкость.

кВЬаодгоза

Рис. IX.30. Влагомаслоотделитель с ме-
таллокерамическими гильзами

Рис. IX.29. Влагомаслоотде-
литель с касательным вводом
газа

Меньшие значения относятся к ступеням низкого давления двойного
действия, причем в качестве Vh принимается рабочий объем большей И2
полостей. Большие значения нужно выбирать в случае холодильникое
типа «труба в трубе» и'земеевиковых, отличающихся большой длиной труб
и инерцией газового столба.

Устройство буферных емкостей не нужно только в том случае, если
холодильник и влагомаслоотделитель заключают в себе достаточный бу-
ферный объем, и при условии, что они примыкают вплотную к цилиндру.
Так как в буферных емкостях отделяется некоторая часть влаги и
масла, то должна быть предусмотрена их продувка (если по расположению
емкостей возможно накапливание влаги и масла).

На всасывающей линии компрессоров с длинной всасывающей трубой
также устраивают буферную емкость, которую располагают в непосред-
ственной близости к цилиндру. Ее объем выбирают в пределах (6ч-10) Vh,
где Vh — рабочий объем одной (большей) полости цилиндра / ступени.

Кроме колебаний давления, вызванных дросселированием и волновыми
явлениями, в межступенчатых емкостях наблюдаются также циклические

Рис. IX.31. Объемная диаграмма компрессора, у которого I ступень двойного действия
расположена в одном ряду, а II ступень одинарного действия — в другом ряду; угол сме-
щения кривошипов — 90°

колебания давления. Они не связаны с инерцией газового столба, а проис-
ходят в результате несовпадения во времени периодов нагнетания и вса-
сывания двух последовательных ступеней: нагнетание в замкнутую меж-
ступенчатую емкость из предыдущей ступени повышает там давление,
а всасывание в следующую — снижает. Величина таких циклических коле-
баний зависит от емкости межступенчатой коммуникации и взаимного
смещения циклов действия нагнетающей и всасывающей ступеней.

Вследствие различия температур объем газа, нагнетаемого предыду-
щей ступенью, больше, чем всасываемого следующей. При циклических
колебаниях давления добавочная работа нагнетания предыдущей ступени
не полностью возвращается при всасывании в следующую, что определяет
потерю энергии. Поэтому циклические колебания следует ограничивать.
Величина циклических колебаний характеризуется степенью циклической
510
неравномерности давления 6Н, выражающей отношение размаха колеба-
ний давления к среднему его значению

6 = 2Лртах
р *

где Дртах — амплитуда колебания давления; р — среднее давление. Ве-
личина не должна быть выше = 0,03—0,04. Она находится построе-
нием объемной диаграммы, где отправным является давление в конце вса-
сывания, вычисленное в термодинамическом расчете. Повышение давления
в межступенчатом объеме в период нагнетания предыдущей ступени и его
снижение в период всасывания следующей можно вычислить по уравне-
ниям для политропического сжатия и расширения в замкнутом объеме.
Учитывая влияние промежуточного холодильника, рекомендуется при-
нимать значения показателей для политропы сжатия п = 1,1, а для поли-
тропы расширения п = 1,5 (при двухатомных газах). В случае расположе-
ния ступеней в различных рядах многорядного компрессора со смещенными
кривошипами строят согласованные диаграммы движения поршней обеих
ступеней (рис. IX.31) и по ним находят участки, где процессы нагнетания
и всасывания совпадают. Для них давление определяется изменением сум-
марного объема цилиндров обеих ступеней и межступенчатой емкостью.

Корпуса влагомаслоотделителей и буферных емкостей при давлениях
до 3,0 Мн!м? выполняют из углеродистых сталей сварными, а при более
высоких давлениях — преимущественно бесшовными в виде баллона,
который изготовляют обжимом концов толстостенной трубы или из по-
ковки. Для газов, вызывающих коррозию, применяют нержавеющие
стали. Для отвода масла и конденсата служит отверстие в нижней части
корпуса влагомаслоотделителей и буферных емкостей. У влагомаслоотде-
лителей часто предусматривают также отверстия для присоединения пре-
дохранительного клапана и отвода к манометру.

3.	ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ КЛАПАНЫ

Для предотвращения чрезмерного повышения давления и возможных
при этом аварий на каждой ступени компрессора должен быть установлен
предохранительный клапан. Местом его установки или присоединения
ведущего к нему отвода обычно выбирают влагомаслоотделитель или ре-
сивер, где пульсации давления слабее, чем в других участках газопровода.
Если газ при дросселировании охлаждается до низких температур, то его
следует отводить к предохранительному клапану до охлаждения в холо-
дильнике. Предохранительные клапаны компрессоров, сжимающих взры-
воопасные, токсичные или дорогостоящие газы, выполняют закрытого
типа. Их снабжают штуцером для присоединения трубопровода, по кото-
рому газ в случае срабатывания клапана возвращается во всасывающую
линию компрессора. На воздушных компрессорах применяют предохра-
нительные клапаны открытого типа с выпуском воздуха в атмосферу.

Предохранительные клапаны каждой ступени должны быть рассчитаны
на пропуск газа в количестве, равном производительности компрессора,
при скорости, близкой к критической. Пропускная способность предохра-
нительного клапана, выражаемая значением расхода т (кг!сек), согласно
нормам Госгортехнадзора, должна быть рассчитана по формуле

m= 6250/р	(IX.49)

где f — рабочее сечение клапана, определяемое как меньшее из сечений
в седле или в щели, ж2; р — абсолютное рабочее давление среды, Мн/м\
М —молекулярная масса газа; Т — абсолютная температура газа, °К.
Клапаны на рабочее давление до 6,0 Мн!м2 должны быть отрегулиро-
ваны и проверены на пропуск всего количества газа при давлении, превы-
шающем номинальное не выше чем на 15%. Для клапанов на более высо-
кое давление допускается превышение до 10%.

Предохранительные клапаны, применяемые в компрессорах, изгото-
вляют пружинными. В зависимости от относительной высоты подъема
клапана над седлом различают низкоподъемные и высокоподъемные кла-
паны. При высоте подъема h и диаметре седла dc у низкоподъемных кла-
панов 0,2 и у высокоподъемных 0,4. Высокоподъемные кла-
паны имеют седло меньшего диаметра, а потому пружина их воспринимает
меньшее усилие, но основным преимуществом клапана является уменьше-
ние длины уплотняющей кромки. Для увеличения пропускной способ-
ности высокоподъемных клапанов их седлу придают коническую форму
(рис. IX.32).

Предохранительные клапаны обычно выполняют с запорным органом
дифференциальной формы, устроенным таким образом, что с начала от-
крытия давление выходящего газа распространяется на большую площадь
клапана, содействуя перемещению клапана в крайнее верхнее положение.

Конструкция предохранительного клапана не должна допускать повы-
шения давления на тыльную сторону тела клапана. Для этого в клапанах
закрытого типа всегда предусматривают разгрузочное отверстие, сооб-
щающее полость над клапаном с выходным патрубком, а в клапанах от-
крытого типа — с атмосферой. В противном случае возникает дополнитель-
ное усилие, которое вызывает преждевременную посадку клапана на седло.
Вслед за посадкой повторяется открытие и т. д. Так возникают автоколе-
бания, которые происходят с большой частотой, вызывая преждевремен-
ный износ и разрушение клапана и его седла. Аналогичное явление проис-
ходит и в случае недостаточного размера сечения и большой длины трубо-
провода, подводящего газ. При открытии клапана в трубопроводе вслед-
ствие большой скорости газа возникает значительная потеря давления,
что вызывает посадку клапана. Но вслед за посадкой давление восстанав-
ливается ц клапан открывается снова. Таким образом, клапан оказывается
в автоколебательном режиме. Для его устранения увеличивают сечение
подводящего трубопровода. Кроме того, в конструкции клапана преду-
сматривают регулирующие кольца 1 и 2 (рис. IX.32), при сближении ко-
торых усиливается давление потока на тело клапана и увеличивается сила,
удерживающая его в крайнем положении. Настройку регулировочных
колец производят червяками 3 и 4. Большое сопротивление трубопровода,
отводящего газ от клапана, может также вызвать его колебательное дви-
жение, а потому не должно допускаться.

Величина силы Р± (я) пружины в закрытом клапане равна силе наи-
большего давления газа на рабочее тело клапана, т. е.

Р1 = .1^+2).. (Ршах _ Ра)г	(I Х.50)

где d'c — внутренний диаметр уплотняющей кромки седла (рис. IX.33),
м; b — ширина уплотняющей кромки, м\ ртах — наибольшее допускае-
мое абсолютное давление в емкости перед клапаном, при достижении кото-
рого клапан должен открываться, н!м2\ ра — абсолютное давление на
тыльную сторону закрытого клапана, равное давлению в емкости после
клапана, н/м2.

Вес движущихся частей клапана обычно невелик и потому в уравнении
(IX.50) не учитывается.
А-А

Рис. IX.32. Предохранительный клапан закрытого типа

Рис. IX.33. Конструкция запор-
ной части открытого высоко-
подъемного предохранительного
клапана. Соотношение основных
размеров для высокоподъемных
клапанов (ЛенНИИхиммаш).
Если клапан закрыт, то при достижении давления ртах он оказывается
в своем первом равновесном состоянии, которое нарушается в момент на-
чала открытия, так как давление газа начинает распространяться на тор-
цевую поверхность клапана за уплотняющей кромкой. Вследствие этого
дальнейшее открытие клапана сопровождается повышением действующей
на него силы давления газа. Но по мере открытия увеличивается и сила
пружины, причем так, что при достижении некоторой высоты подъема
клапана она становится равной силе давления потока. Таким образом,
при неизменном давлении ртах в емкости перед клапаном достигается вто-
рое равновесное состояние клапана.

В открытом клапане сила Р2 (н) от давления газа на клапан может
быть выражена следующим образом:

^=-^(Л-Р2)р₽,	(IX.51)

где dc — наименьший диаметр седла, м; р± = ртах — \р± — абсолютное
давление газа до клапана, н1м2\ \р± — потеря давления в трубопроводе,
подводящем газ из емкости к клапану, н!м\ Pz = ра +	— абсо-

лютное давление газа на тыльную сторону открытого клапана, н/м2\
\р2— потеря давления в трубопроводе, отводящем газ от клапана, нМ2;
рр— коэффициент давления потока, определяемый опытным путем и пред-
ставляющий собой отношение силы давления потока газа на тело клапана
к силе, равной произведению площади седла клапана на потерю давления
в клапане, т. е. величине

— (Pi —Р2).

Сила пружины Р (н) изменяется, следуя зависимости

P = P1-\-Zh,	(IX.52)

где Z — жесткость пружины, н!м\ h — высота подъема клапана, м.

Полное открытие клапана при неизменном давлении ртах в емкости
перед ним возможно только при условии, что второе равновесное состоя-
ние достигается при полном подъеме клапана hmax. Для этого нужно, чтобы
при hmax сила пружины Р достигла значения Р2, для чего жесткость пру-
жины Z, как это следует из выражения (IX.52), должна быть равна

Z = t	(IX.53)

"max

где и Р2 находятся по формулам (Х.50) и (Х.51).

При коротких трубах без значительных местных сопротивлений и до-
статочно большом их диаметре потери давления Ар± и Лр2 малы и могут
не приниматься в расчет. Диаметр подводящей трубы выбирают рав-
ным D± = (1,5-4-2) dc.

Диаметр отводящей трубы D2 рекомендуется выбирать из условия

но не менее D2 = 2,5^.

В отводящем трубопроводе, выбранном согласно этим соотношениям,
в случае клапана для высокого давления может возникнуть скорость газа,
близкая к критической, и значительное давление. Это обстоятельство
мало отражается на работе клапана, но должно быть принято во внимание
в расчете на прочность трубопровода и особенно емкости, принимающей
газ, если только у нее не предусмотрен увеличенный диаметр выходного
отверстия.
Решение системы уравнений (IX. 51) и (IX.53) показывает, что полное
открытие предохранительного клапана без увеличения давления ртах до-
стигается лишь при достаточно высоком значении коэффициента давления
потока рр. Если величина рр недостаточно велика, то для полного откры-
тия требуется пружина весьма малой или даже отрицательной жесткости.
При обычных же пружинах полное открытие клапана происходит не при
постоянном давлении ртах, как того требует условие его работы, а при воз-
растающем давлении, во многих случаях выходящем далеко за пределы
допустимого.

Правильная форма седла и клапана, обеспечивающая достаточно вы-
сокие значения коэффициента рр, а также величина этого коэффициента при
различных соотношениях размеров в клапане были получены в исследова-
ниях, проведенных в ЛенНИИхиммаше [40]. В результате исследований
предложена форма проточной части клапана, показанная на рис. IX.33.
При отношении -%- = 0,4 для высокоподъемного клапана и величинах
перекрытия 6 =0,10 А = 0,2dc значения коэффициента рр находятся
в следующей зависимости от соотношения между внешним диаметром
клапана d и внутренним диаметром седла dc:

-4-...........1,6	1,8 2,0

de

Рр............ 2,41 2,54 2,64

В промежуточных положениях по высоте подъема благодаря различию
в угле поворота струи газа величина рр изменяется так, что сила давления
потока газа на клапан не намного превышает силу пружины. Это обстоя-
тельство сказывается положительным образом при закрытии клапана
и проявляется в том, что посадка клапана на седло происходит при
сравнительно малом снижении давления, т. е. осуществляется без лишней
потери сжатого газа.

Величина 6 = 0,1 dc соответствует условиям, когда клапан установлен
на емкости, а выброс газа производится непосредственно в атмосферу,
т. е. отсутствуют трубопроводы. В этом случае регулирующей гайки 1
не требуется, а для сохранения размера б удлиняется втулка 2. У предо-
хранительных клапанов серийных компрессоров, где сечение и размеры
труб к предохранительному клапану известны, также нет надобности в ре-
гулирующей гайке 1, но величина перекрытия б должна быть установлена
опытным путем. На основном чертеже рис. IX.33 клапан показан без ре-
гулирующей гайки. Там же изображен вариант узла клапана с гайкой.
Угол р равен 45°, но при малых отношениях -%- может быть снижен до
dc
30°.

Для устранения возможных колебаний клапана иногда предусматри-
вают ограничение его подъема (рис. Х.32), которое не должно препятство-
вать свободному подъему клапана выше расчетного положения на 20—
30%.

Ширина уплотняющей кромки b находится по допускаемой величине
удельного давления от силы пружины в закрытом клапане при отсутствии
давления газа.

В предохранительных клапанах высокого давления для достижения
плотности следует допускать повышенные удельные давления на уплотняю-
щую кромку. Для седла и клапана, учитывая возможность коррозии и
эрозии, применяют нержавеющие стали различных марок. Выбор мате-
риалов производят с учетом давления газа и агрессивности среды. В кла-
панах малого диаметра, в которых отношение площади отверстия в седле
к длине уплотняющей кромки мало, для уплотнения прибегают к клапа-
нам со вставкой из твердой маслостойкой резины или фибры (рис. IX.34).

В предохранительных клапанах для сверхвысоких давлений от
80,0 Мн1м? и выше полость под клапаном для достижения плотности иногда
заполняют маслом, которое приходится заливать вновь после каждого
срабатывания клапана.

Рис. IX.34. Предохранительный клапан с уплотнением резиной

Предохранительные клапаны срабатывают сравнительно редко, а по-
тому во избежание заедания, которое может быть вызвано коррозией или
отложением нагара, их необходимо периодически открывать. Для этой
цели они снабжаются рукояткой или рычагом.

Предохранительный клапан последней ступени должен быть располо-
жен до запорного вентиля.

4.	КОММУНИКАЦИИ

Коммуникации компрессора состоят из газопровода, соединяющего
цилиндры и аппараты, и водопровода, обеспечивающего водой цилиндры
и холодильники.

На рис. IX.35 показано оборудование и коммуникации воздушной ком-
прессорной станции средней производительности низкого давления. У го-
ризонтальных компрессоров большой производительности межступенча-
тую аппаратуру и коммуникации располагают в подвальном помещении
(рис. IX.36). В последние годы с целью уменьшения затрат на сооружение
компрессорных станций компрессоры, в том числе крупные, мощностью
3000 кет и более (рис. IX.37) часто выполняют бесподвальными.

При бесподвальном выполнении упрощаются также и намного укора-
чиваются межступенчатые газовые коммуникации. Роль соединительных
трубопроводов между ступенями выполняют главным образом холодиль-
ники, расположенные непосредственно над цилиндрами.

При размещении аппаратуры и компоновке коммуникаций компрессор-
ных станций руководствуются минимальными размерами здания — стан-
516
дартные пролеты по длине и ширине кратны 6 м. Жесткость и устойчи-
вость при колебаниях продольных стен здания меньше, чем поперечных.
В связи с этим, учитывая направление сил инерции, крупные компрессоры
лучше располагать в машинном зале так, чтобы оси цилиндров были па-
раллельны плоскости продольных стен.

Каналы газовых и водяных коммуникаций бесподвальных компрессо-
ров размещают по одну сторону электродвигателя с тем, чтобы они не пере-
секались с кабельными каналами, расположенными по другую сторону.

Рис. IX.35. Оборудование и коммуникации воздушной компрессорной станции средней про-
изводительности на 0,8 Мн/м2'. 1—фильтр на всасывании; 2— компрессор; 3 и 4 — проме-
жуточный и концевой холодильники; 5 и 6 — вентили продувки; 7— ресивер; 8 и 9 — пре-
дохранительные клапаны; А и В — расстояния, необходимые для извлечения поршня

J со штоком; С — расстояние, необходимое для извлечения пучка труб из холодильника

В компрессорах, сжимающих токсичные, взрыво- и пожароопасные
газы, не разрешается применять подземной и канальной укладки газо-
провода, если относительная плотность газа выше 0,8 плотности воздуха.

На рис. IX.38 и IX.39 (см. вкладку в конце книги) показаны схемы
расположения оборудования и коммуникаций крупного газового компрес-
сора, выполненного с подвалом. Управление вентилями выносят из под-
вала в машинный зал и для удобства обслуживания сосредотачивают на
щитах или на расположенных в ряд колонках.

ГАЗОПРОВОД

Назначение газопровода — подводить газ к компрессору, направлять
его от ступени к ступени через холодильники и маслоотделители и, нако-
нец, подавать в нагнетательную сеть или в газосборник. Если нагнетае-
мый газ должен подаваться в сеть холодным и свободным от масла и воды,
он после выхода из последней ступени компрессора проходит через хо-
лодильник и влагомаслоотделитель.

Кроме главной линии, проводящей газ через ступени сжатия, к сис-
теме газопровода относятся линии байпасные, аварийного сброса давле-
ния, подвода нейтрального газа, продувки влагомаслоотделителей, от-
вода газа из сальников, а также линии предохранительных клапанов.
В том случае, когда компрессор рассчитан на работу с промежуточным от-
бором, межступенчатый газопровод имеет внешние выводы.
СИ

00

Рис. IX.36. Оборудование и коммуникации крупного газового оппозитного компрессора, выполненного с подвалом
Рис. IX.37. Бесподвальный шестиступенчатый компрессор для
сжатия азотноводородной смеси до давления 32 Мн/м2, мощность
привода 2200 кет («Вортингтон», США): а — вид со стороны
электродвигателя; б — вид сбоку
Оборудование газопровода. В воздушных компрессорах всасываемый
воздух перед поступлением в компрессор подлежит обязательной очистке
в фильтрах. Часто применяют висциновые фильтры, устанавливаемые
перед всасывающим трубопроводом и состоящие из набора кассет с коль-
цами Рашига, смоченных в висциновом масле. Для крупных компрессоров
применяют также самоочищающиеся фильтры, состоящие из подвижной ре-
шетки, проходящей через масляную ванну. Фильтры малых компрессоров
устанавливают непосредственно на цилиндрах. Конструктивно они иден-
тичны фильтрам, применяемым для автотракторных и танковых двигателей.

Всасывающая линия газовых и воздушных компрессоров часто имеет
большую протяженность. Ее трудно полностью освободить от окалины,
сварочного скрапа, пыли и различных
Н-------------LjlJ.---—।	загрязнений, которые вместе со всасы-

„г............ ваемым газом поступают в компрессор,

^^е******	вызывая усиленный износ и надиры

____________________________поверхностей цилиндров. У компрессо-
____________________________ров с прямоточными клапанами грану-

ххххххкух лы сваР0ЧН0Г0 скрапа входят в ячейки
^2ZZ22Z22^ZZZZZZ2ZZZZZ22^^SLW клапана, но задерживаются в выходных
щелях и, заклинивая пластину, вызы-

HXJ--- ------IXH вают ее поломку. Для защиты компрес-

сора во всасывающий трубопровод встав-
ляют фильтр-ловушку в форме вытяну-
того конуса (рис. IX.40). Он состоит
sj	из каркаса, изготовленного из перфори-

Рис. IX.40. Фильтр-ловушка рованного листа, и двух слоев располо-
женной над каркасом нержавеющей
стальной или латунной сетки с размером ячеек у внешней — 0,15 жж и
у внутренней — 0,6 жж. Высота конуса (2-нЗ) D, где D—диаметр трубы.
Фильтр-ловушку укрепляют во фланцевом разъеме между всасывающим
трубопроводом и буферной емкостью и располагают вершиной конуса
в сторону набегающего потока. Сопротивление фильтра, указывающее на
необходимость его чистки, определяется по дифманометру. В упрощенных
конструкциях фильтров дифманометров не устанавливают, но размер
ячеек сетки увеличивают до 1 жж.

Некоторые заводы на первый период эксплуатации компрессора уста-
навливают дополнительно фильтры-ловушки у всасывающих патрубков
всех ступеней, включая ступени высокого давления. Они состоят из не-
ржавеющей сетки с размером отверстий в 1 жж, укрепленной на перфориро-
ванном конусе.

На нагнетательной линии после компрессора находится ресивер, объем
которого определяют по производительности с учетом характера регули-
рования.

Средние скорости газа в газопроводе допускают равными скоростям
в патрубках цилиндров или с целью ослабления волновых явлений и сни-
жения потерь давления — меньшими. В стационарных компрессорах для
воздуха и газов, близких ему по плотности, средние скорости в газопро-
воде, вычисленные по средней скорости поршня, не должны превышать
8—12 м/сек, причем большие — для ступеней низкого давления. В ком-
прессорах для газов, отличающихся от воздуха плотностью, в циркуля-
ционных и газоперекачивающих компрессорах, а также в малых и пере-
движных скорости в газопроводе выбирают другими, измененными в том же
отношении, что и в патрубках цилиндров (стр. 308).

Согласно приведенным рекомендациям, площадь проходного сечения
трубопровода для воздушных компрессоров низкого давления составляет
приблизительно площади поршня, а при цилиндрах двойного дей-
ствия----х- площади поршня большей из полостей,

о

Если в патрубках цилиндров допущены повышенные скорости газа,
предусматривают переходные раструбы. Раструбы для цилиндров низкого
давления с овальными патрубками получают плющением конца цилиндри-
ческой трубы.

Так как газ по выходе из промежуточного холодильника имеет меньший
объем, то диаметр газопровода за холодильником уменьшают, выбирая его
равным диаметру всасывающего трубопровода перед цилиндром следую-

щей ступени.

В газопроводах низкого
давления, состоящих из
труб большого диаметра,
предусматривают компен-
саторы температурных де-
формаций. Они исключают
опасные напряжения вслед-
ствие нагрева труб, холо-
дильников, маслоотделите-
лей и цилиндров. Компен-
саторы устанавливают не
только на нагнетательной
трубе, сильно изменяющей
свою температуру, но и на
всасывающей, если длина
ее велика. Применение их
устраняет также деформа-
ции цилиндра и рамы,
возникающие при перекосе

Рис. IX.41. Обратные клапаны в корпусе из двух поло-
вин или с боковыми крышками

присоединительного фланца или неточности

в укладке труб. В крупных установках температурные деформации ци-
линдра, буферной емкости, корпуса холодильника и соединяющих труб
большого диаметра могут вызвать значительные изгибающие моменты,
особенно если трубы и аппараты находятся под углом друг к другу. Для
устранения возникающих при этом деформаций цилиндров и возможности
опасных напряжений часто на трубе, ведущей к холодильнику, приходится
устанавливать два компенсатора —в начале трубы и конце. Этим дости-
гается свобода поворота у мест ее присоединения. Компенсаторы, допус-
кающие возможность поворота, выполняются линзовыми, с двумя располо-
женными по бокам стяжками, лежащими в нейтральной плоскости изгиба.

На газопроводах ступеней высокого давления компенсаторов не тре-
буется. Необходимая эластичность трубопровода обеспечивается дефор-
мацией его колен. Расчет компенсаторов и деформаций трубопроводов
приводится в литературе [29; 66; 106].

На всасывающей линии I ступени предусматривают задвижку, на на-
гнетательной линии последней ступени — обратный клапан и запорный
вентиль. Обратный клапан предотвращает поток газа из нагнетательной
магистрали в компрессор, когда при остановке машины или вследствие
аварии в нем падает давление. В компрессорах с промежуточным отбором
обратный клапан устанавливают также на линии отвода газа промежуточ-
ного давления. Конструктивно обратный клапан чаще всего выполняют
в виде обычного самодействующего клапана компрессора. Его устанавли-
вают в корпусе из двух половин (рис. IX.41, а) или для доступности
в корпусе с боковыми крышками (рис. IX.41, бив). При необходимости
в больших проходных сечениях несколько клапанов помещают в общем
корпусе (рис. IX.41, г).

Проходное сечение обратных клапанов выбирают равным суммарному
сечению всех действующих одновременно нагнетательных клапанов одной
или нескольких полостей последней ступени.

У крупных газовых компрессоров при давлении выше 20,0 Мн!м2 при-
нято последовательно устанавливать два запорных вентиля: первый —
по ходу газа с приводом, второй — ручной. Ручной служит запасным.
Между вентилями находится небольшой спускной вентиль для отвода
утечки газа в атмосферу, предназначенный для контроля герметичности
обоих вентилей. Вторым (ручным) запорным вентилем и спускным для
контроля снабжают также байпасные линии высокого давления.

У компрессоров для взрывоопасных и токсичных газов спускной вен-
тиль соединен с трубопроводом для вывода газа в атмосферу за пределы
помещения компрессорной станции.

На всасывающей линии крупных компрессоров для взрывоопасных
газов также устанавливают два запорных вентиля и спускной между ними,
но первый запорный вентиль выполняют ручным. Если всасывание про-
исходит при давлении, близком к атмосферному, первый вентиль часто
заменяют гидрозатвором, а вместо второго устанавливают приводную
задвижку. Гидрозатвор предусматривают для надежности уплотнения
в случаях длительной остановки компрессора или разборки для ремонта.
Перед пуском компрессора, но после его продувки нейтральным газом уро-
вень воды в гидрозатворе снижают, открывая вход во всасывающую линию.

В компрессорах для взрывоопасных газов предусматривают также ли-
нию аварийного сброса давления с выпуском газа в атмосферу. Она должна
быть оборудована глушителем и сообщаться с нагнетательной линией ком-
прессора через запорный вентиль, обычно электроприводной, с дистан-
ционным управлением.

Электроприводные задвижки и вентили для взрывоопасных помещений
выполняются с электродвигаталем во взрывонепроницаемом исполнении.
Приводные байпасные вентили, применяемые для регулирования произ-
водительности перепуском части газа, имеют профилированный запорный
орган и могут быть дистанционно открыты на заданную величину. Среди
запорных клапанов дистанционного действия встречаются также упра-
вляемые пневматически, посредством сервопривода с диафрагмой.

Приводные вентили высокого давления, устанавливаемые перед глу-
хими отводами или другими вентилями, не должны быть быстродействую-
щими. Быстрое открытие таких вентилей у воздушных компрессоров или
у газовых при испытании на воздухе может привести к взрыву, который
вызывается большим повышением температуры при быстром сжатии смеси
воздуха и масла в глухих отсеках. Байпасные вентили ввиду возмож-
ности опасного повышения давления в линиях, принимающих сбрасывае-
мый газ, также не следует выполнять быстродействующими.

Всасывающий газопровод компрессора, предназначенного для взрыво-
опасных газов, перед пуском соединяют с магистралью инертного газа
(обычно азота) и производят продувку — предварительное вытеснение
воздуха инертным газом из цилиндров и газовой коммуникации. Ввод
инертного газа располагают в самом начале газопровода, а вывод, осуще-
ствляемый через линию аварийного сброса давления, в самом конце
с тем, чтобы при продувке не было застойных участков. С той же целью
при продувке последовательно открывают и закрывают вентили масляных
продувок и байпасные.

На линии подвода к компрессору инертного газа от общей цеховой
магистрали находятся два вентиля и съемный участок между ними. По
окончании продувки он должен быть снят, а на вентили установлены за-
глушки. В зависимости от давления инертного газа и начального давления
газа, нормально поступающего в компрессор, на линии подвода инертного
газа предусматривают редукционный, предохранительный и обратный
клапаны. Должна быть установлена также фильтрующая сетка, исключаю-
щая попадание пыли и инородных тел в компрессор.

Продувку компрессорной установки инертным газом можно произво-
дить при вращении компрессора главным электродвигателем или валопо-
воротным механизмом. При вращении компрессора главным двигателем
диаметр трубопровода, подводящего инертный газ, выбирают приблизи-
тельно равным половине диаметра всасывающего трубопровода компрес-
сора.

, При недостатке газа продувку заменяют трех-, пятикратным заполне-
нием компрессора нейтральным газом и сбросом в атмосферу. При заполне-
нии давление повышают до 0,2—0,3 Мн/м* и на такое повышение должна
быть рассчитана всасывающая линия компрессора.

Компрессоры для токсичных, но не взрывоопасных газов перед ремон-
том или длительной остановкой продувают воздухом и в схеме газопровода
предусматривают его подвод.

Вибрации газопровода и средства их уменьшения. Вибрации газопро-
вода, вызывающие опасные напряжения и отражающиеся на надежности
уплотнений, возникают по двум причинам. Одной из них являются коле-
бания компрессора и его фундамента, которые передаются на примыкаю-
щие к цилиндрам участки газопровода или на опоры более отдаленных
участков. Другой причиной служит пульсирующий характер потока газа.
В большинстве случаев последняя причина является основной, причем
иногда вызываемые ею вибрации газопровода так значительны, что сооб-
щаются компрессору.

В прямых участках газопровода пульсация потока может возбудить
лишь незначительные вибрации, поскольку возмущающими являются
малые по величине силы. Значительная возмущающая сила возникает
только в криволинейных участках или в местах излома оси газопровода,
где вследствие изменения направления потока проявляется реактивное
давление, действующее на стенку трубы. Величина реактивной силы S
(я), воспринимаемой трубой на криволинейном участке, равна

s = Vpcmp V2(l —cosP),	(IX .54)

где V — расход газа, м3/сек; р — плотность газа, кг/м3\ стр — скорость
потока в трубе, м/сек, значения которых рассматриваются как мгновенные
по времени, но средние по длине криволинейного участка; £ — угол по-
ворота оси трубопровода на криволинейном участке.

Возмущающая сила AS (н) при пульсирующем потоке, составляющая
избыток переменной силы S над ее средним значением, выражается при-
ближенной зависимостью:

AS = fcmPcp \стрр ]/8(1—cosp).	(IX .55)

Здесь Дстр = стр — стРср — отклонение скорости потока от ее среднего
по времени значения стРср; f — площадь поперечного сечения трубы, м\

При постоянстве всех прочих условий величина возмущающей силы,
как видно из формулы (IX.55), увеличивается пропорционально отклоне-
нию скорости потока Дстр, значению средней скорости стр и плотности
газа р. Пропорционально возмущающей силе возрастает и амплитуда
колебаний газопровода.
В случае резонанса, когда собственная частота колебаний участка ока-
зывается равной или близкой частоте возмущающей силы, вибрации тру-
бопровода особенно велики, причем в отдельных случаях амплитуда коле-
баний достигает 5 мм и более. Для участка трубопровода, закрепленного
на двух опорах, круговая частота свободных колебаний соо (рад!сек) оп-
ределяется зависимостью

= (1Х-56)

где % — коэффициент, который при жестком закреплении на опорах кон-
цов участка трубы равен Хг = 4,76, а при шарнирном Х2 = 3,14; I — рас-
стояние между опорами, м\ Е — модуль упругости материала трубы, н1мг\
J =	(£>4 — d4) — момент инерции сечения трубы при внешнем диа-

метре D и внутреннем d, jw4; q — масса 1 пог. метра трубы между опорами,
кг!м.

На частоту свободных колебаний влияют жесткость смежных участков
трубопровода, упругая податливость опор, а также расположение утяже-
ленных узлов трубопровода, таких как фланцевые соединения, вентили,
обратные клапаны и др. По исследованиям частот свободных колебаний
трубопроводов ударным способом, произведенным П. А. Гладких, значе-
ния X в формуле (IX.56) в большинстве случаев близки к средним между
значениями Хх и Х2.

При равенстве интервалов между подачами газа из различных поло-
стей одной ступени компрессора, основная возмущающая частота со
(рад!сек) равна

со — 2лгп,	(IX.57)

где z — число подач газа на протяжении одного оборота вала; п — ча-
стота вращения, сект1.

Во избежание резонанса расстояние между опорами следует выбирать
так, чтобы частота свободных колебаний отличалась от возмущающей
частоты в любую сторону не менее, чем на 30%.

Вибрации вызывают знакопеременные напряжения не только в эле-
ментах газопровода, но и в соединенных с ними цилиндрах и аппаратах.
Часто они достигают настолько высоких значений, что являются причиной
усталости материала и разрушений. Установлено, что на компрессорных
станциях наибольшее число аварий, особенно тяжелых в случае взрыво-
опасных газов, возникает вследствие вибрации труб газопровода.

Вибрации вызывают расшатывание опор газопровода, иногда с образо-
ванием трещин в стенах машинного зала. При этом возможны случаи сме-
щения опор и появления дополнительных напряжений. Вибрации газопро-
вода являются источником шума и причиной частого выхода из строя ус-
тановленных на компрессоре манометров, термометров и других приборов.

Сильной вибрации часто подвергаются трубы водопровода и продувки,
присоединенные к вибрирующим аппаратам или имеющие общую опору
с трубами газопровода.

Наибольшие напряжения возникают в штуцерах аппаратов, с которыми
скреплены вибрирующие трубы. Для надежности штуцеры всех аппаратов,
связанных с газопроводом, должны быть усилены посредством нескольких
радиально расположенных косынок, которые привариваются к фланцу,
патрубку и корпусу аппарата.

Трубы должны быть укреплены на собственных опорах или на цоколе
фундамента. Во избежание распространения вибраций нельзя крепить
трубы к балкам и стойкам перекрытий или к стенам зданий.
Фланцевые соединения и арматуру трубопроводов следует располагать
по возможности у опор. Трубы рекомендуется прокладывать на низких
опорных конструкциях.

Допускаемые максимальные амплитуды вибраций основных трубопро-
водов и межступенчатых аппаратов должны быть не выше 0,15—0,20 мм
при частоте до 40 гц.

Рис. IX.42. Варианты расположения буферных емкостей: а, б,
в — индивидуальные емкости на всасывании и нагнетании у каждого
цилиндра; a, д, е — групповые емкости

Для уменьшения вибрации усиливают закрепление трубопроводов,
устанавливают промежуточные опоры или подвешивают к вибрирующим
участкам грузы на упругих подвесках. Но в большинстве случаев наибо-

лее эффективным средством является устройство
буферных емкостей с различным расположением
непосредственно у цилиндров. Наличие их ослаб-
ляет волновое движение газа в газопроводе, при-
чем в большей мере, если входной и выходной
патрубки расположены под углом друг к другу
(рис. IX.42, а, б и в). Если нагнетание произво-
дится несколькими цилиндрами, действующими
параллельно, следует предусматривать общую бу-
ферную емкость (рис. IX.42, г, д и ё).

При наличии общей буферной емкости и благо-
приятном смещении фаз действия цилиндров по-
вышается равномерность течения потока в газовом
тракте и значительно снижаются возникающие
там потери энергии.

Фирма «Ингерсолл—Рэнд» (США) выполняет
буферные емкости шаровидной формы (рис. IX.43).
В таких емкостях достигается более полное гаше-
ние волн. К тому же шаровидные емкости удобны
в изготовлении —они свариваются из двух полу-
сферических штампованных оболочек и благодаря
своей форме могут быть выполнены из листов

Рис. IX.43. Цилиндр с бу-
ферными емкостями шаро-
видной формы

меньшей толщины.

При необходимости расположить буферную емкость на некотором рас-
стоянии от цилиндра проходное сечение соединяющей трубы следует
выбирать увеличенным по крайней мере в 1,5—2 раза по сравнению
с проходным сечением патрубка цилиндра или трубы, находящейся после
буферной емкости.

На нагнетательной линии во избежание усиленных пульсаций давле-
ния и колебаний трубопровода длина трубопровода между буферной ем-
костью и ресивером должна быть выбрана с учетом зависимостей, указан-
ных в табл. VI.5. При недостаточном эффекте от установки буферных ем-
костей прибегают к устройству акустических фильтров (стр. 275), которые
применяются не только на нагнетательных линиях компрессора, но и на
межступенчатых.

Вследствие инерции и прилипания клапанной пластины и вызванной
этим задержки в открытии клапана начало всасывания и нагнетания про-
текает ударно — со скоростью газа значительно большей, чем это соот-
ветствует скорости поршня. Возникающий при этом возмущающий им-
пульс, хотя он действует кратковременно, является наиболее сильным на
протяжении цикла. Применение малоинерционных, бесшумно действую-
щих клапанов является одним из средств снижения вибрации трубопрово-
дов. Такого результата следует, в частности, ожидать при замене кольце-
вых или дисковых клапанов прямоточными.

Крутые изгибы оси трубопровода способствуют усилению вибрации,
поэтому их избегают, а незакругленных колен вовсе не применяют. Во
избежание опасного истирания трубопроводов на опорах укладку трубо-
проводов производят на деревянных или резиновых прокладках.

Материалы, изготовление, общие требования. Трубы газопровода для
компрессорной установки, работающей на агрессивных газах, следует
изготовлять из легированной стали или из углеродистой, но с внутренним
защитным покрытием эмалями или лаками. Следует учитывать свойство
сжимаемого газа, влияние температуры и влажности. Так, в частности,
влажный углекислый газ вызывает коррозию углеродистой стали только
в области температур ниже температуры конденсации водяного пара. Сле-
довательно, углеродистая сталь может быть применена для трубопроводов
и аппаратов всех ступеней на стороне нагнетания, но всасывающий трубо-
провод, холодильники и все трубы и аппараты после холодильников
при таком газе должны быть изготовлены из нержавеющей стали.

Участки газопровода, при отсутствии надобности в разъеме, соединяют
сваркой. Разъемные соединения выполняют на фланцах и уплотняют про-
кладками. При низких давлениях (до 1,2—1,5 Мн/м2) применяют паронит,
при средних — фибру и металлические прокладки из красной меди или
алюминия, при высоких давлениях — также металлические прокладки,
но поставленные в замок, или линзовые уплотнения, в которых линзы,
имеющие две шлифованные шаровые поверхности, прилегают к конусам
на концах труб. Линзовыми уплотнениями пользуются при давлениях
выше 10,0 Мн/м2.

Детали трубопроводов, предназначенных для работы при давлениях
выше 10 Мн/м2, выполняются по нормалям МН 4969—63МН 5010—63
и МН 9399—63, линзы по ГОСТу 10493—63; шпильки по ГОСТу 10494—63
и гайки по ГОСТу 10495—63.

При сжатии токсичных, взрыво- и пожароопасных газов корпусы за-
движек, вентилей, предохранительных и обратных клапанов должны
выполняться из стали, марку которой выбирают в зависимости от рабо-
чей среды и давления.

Вся аппаратура и коммуникация газопровода должны отвечать прави-
лам устройства сосудов, работающих под давлением.

При изготовлении и монтаже компрессора очень важно обеспечить тща-
тельную очистку труб газопроводов. Ее производят механическим и хими-
ческим способами. Способ механической очистки состоит в наружном про-
526
стукивании труб молотком, чтобы отделить сварочный скрап, окалину,
грязь и ржавчину, и в последующем удалении грязи проволочными ер-
шами. После этого трубопровод продувают чистым сухим воздухом. Трубы
больших диаметров очищают путем грубого шлифования ручным инстру-
ментом, затем с помощью проволочных щеток и пылесоса.

Химическая очистка емкостей и трубопроводов из углеродистой стали
включает в себя: 1) очистку и обезжиривание прокачиванием 8—10-про-
центного раствора каустической соды при температуре около 65° С; 2)
промывку чистой водой; 3) очистку от песка, ржавчины и окалины прока-
чиванием 10-процентного раствора соляной кислоты с добавкой 0,25—
0,50% бифтористого аммиака; раствор, нагретый не менее чем на 65° С,
должен циркулировать в трубопроводе 4 ч или более в зависимости от его
состояния; 4) просушку трубопровода сухим азотом; 5) промывку его
чистой водой до получения нейтрального значения показателя концентра-
ции водородных ионов pH; 6) нейтрализацию трубопровода 0,25-процент-
ным раствором лимонной кислоты. Операция нейтрализации может быть
заменена просушкой трубопровода горячим воздухом, наполнением его
смазочным маслом и последующей продувкой горячим воздухом.

Для возможности химической очистки газопровода в самой нижней
точке должно быть предусмотрено дренажное отверстие, а в самой верх-
ней — отверстие для выхода воздуха.

Целесообразно сочетать механическую очистку до монтажа с химиче-
ской после окончания его.

До пуска компрессора все отверстия в трубопроводе должны быть
плотно закрыты, чтобы предотвратить загрязнение или ржавление. Ус-
тановка на трубопроводе фильтров-ловушек не устраняет необходимости
тщательной очистки трубопроводов, а служит лишь дополнительным сред-
ством защиты машины.

ВОДОПРОВОД

В системе охлаждения компрессора вода подводится к холодильникам
и цилиндрам. В крупных компрессорах каждый из объектов охлаждения
имеет независимый подвод (рис. IX.39). Но применяют и параллельно-по-
следовательный ток воды, направляя поступающую для охлаждения воду
первоначально в холодильники, а затем в цилиндры. В малых компрессо-
рах воду направляют последовательно через холодильники всех ступеней,
а затем через цилиндры. Соединения нескольких параллельных отводов
в одну трубу с выводом на общий слив не допускают, так как при этом
может остаться незамеченным отсутствие воды в одном из объектов ох-
лаждения.

Для средних и крупных компрессорных установок систему охлажде-
ния обычно выполняют циркуляционной, с применением оборотной воды,
охлаждаемой в градирне. Различают открытую и закрытую циркуляцион-
ные системы охлаждения. В открытой слив воды происходит в сливную
воронку, т. е. осуществляется без давления. В закрытой системе слив
воды просходит под давлением, достаточным для подачи ее в градирню.
При этом вместо двух действующих насосов требуется один, несколько
снижается мощность на привод насосов и отпадает необходимость в сбор-
нике теплой воды. Наряду с этими достоинствами закрытый слив имеет
существенные недостатки: затруднителен контроль расхода воды; возможно
натекание воды в газовую полость холодильника I ступени, где давление
ниже, чем в водяной магистрали; труднее обнаружить утечку газа из хо-
лодильников более высоких ступеней в воду; при неплотности холодиль-
ников возможен выход газа из сливной линии в соседние помещения, что
при токсичных и взрывоопасных газах представляет значительную опас-
ность. По этим причинам закрытый слив применяется редко.

В системе с открытым сливом предусматривают водосливную воронку
с числом сливных ячеек по числу отводов (рис. IX.44), что нужно для на-
блюдения за протоком охлаждающей воды. При регулировании расхода
охлаждающей воды руководствуются показаниями термометров у каждой
ячейки. Сливную воронку всегда устанавливают в машинном зале. В ком-
прессорах небольшой производительности иногда вместо сливной воронки

применяют смотровые окна с откидной заслонкой, указывающей на нали-
чие протока воды (рис. IX.45).

Вентили регулирования расхода воды устанавливают либо на подводе
воды к месту охлаждения, либо на сливе. Второе более удобно для регу-
лирования расхода воды по ее конечной температуре, но предпочтение
чаще отдают первому — водяные полости цилиндров и холодильников
не находятся под давлением. Вода к гидрозатвору подводится отдельно,
независимо от остальной системы охлаждения, так как должна поступать
туда при остановленном компрессоре.

Скорость воды в водопроводе обычно допускают на подводящих уча-
стках от 1,5 до 2 м/сек, а на сливных — до 1 м/сек. Расход воды в холодиль-
нике определяют по формуле (IX.5). Расход воды на охлаждение цилин-
дров определяют по формуле (VI 1.5). По отношению к расходу воды в хо-
528
лодильнике соответствующей ступени он составляет: на ступенях низкого
давления 18—25%, на ступенях среднего 10—15% и на ступенях высокого
давления 5—8%.

Вода, употребляемая для охлаждения компрессора, не должна содер-
жать растительных и механических примесей свыше 40 мг/л. Общая
жесткость воды должна быть не более 12° Ж г-экв!м?. В случае жесткой

воды рекомендуется применять маг-
нитную ее обработку. Аппарат,
предназначенный для этой цели,
представляет собой электромагнит
постоянного тока, заключенный
в герметичный кожух из немагнит-
ного материала, который помещен
в водопроводную трубху. Напря-
женность магнитного поля должна
быть не ниже 1000 э, а скорость
воды не более 1 м!сек. При прохож-
дении через сильное магнитное
поле соли воды изменяют свои фи-
зические свойства и выделяются
в холодильнике в виде рыхлого,
легко уда л имо го шлама, а не твер-
дой накипи на поверхности труб.

Для удаления грязи, оседаю-
щей в водяных рубашках цилин-
дров и в холодильниках, при от-
крытом сливе предусматривают пе-
риодическую их продувку сжатым

воздухом или азотом, которые вво- Рис 1Х 45 смотровое окно на сливе воды:
дятся в поток воды без остановки / — стекло; 2 — откидная заслонка
компрессора. С этой целью на тру-

бах, подводящих воду, предусматривают и вентили для присоединения

шланга. Продувка достаточно эффективна только при холодильниках
из нержавеющих труб. Для спуска воды из системы охлаждения ком-
прессора должны быть предусмотрены спускные пробки или другие
приспособления.

СИСТЕМА ПРОДУВКИ

Система продувки служит для удаления масла и воды из влагомаслоот-
делителей. Каждый влагомаслоотделитель соединен через свою продувоч-
ную линию с продувочным баком. При открытии вентиля на продувочной
линии вода и масло под давлением действующего на них газа вытекают
из влагомаслоотделителя в продувочный бак. Общая схема продувки по-
казана на рис. IX.38. Продувку производят периодически по мере нако-
пления воды и масла. Газ, поступающий вместе с жидкостью в продувоч-
ный бак, выводится из него по трубе, которую у воздушных компрессоров
сообщают с атмосферой, а у газовых — со всасывающей магистралью
первой ступени. Продувочный бак снабжают смотровыми стеклами и слив-
ным краном. В компрессорах для взрывоопасных и токсичных газов на
трубе слива из продувочного бака предусматривают гидрозатвор, исклю-
чающий опасность прорыва газа в помещение после опорожнения бака.

Для удобства обслуживания все продувочные вентили располагают
в машинном зале на щите управления. Помимо продувочного вентиля,
на каждой линии устанавливают еще запорный, которым пользуются
529
в случае неисправности продувочного. При управлении вентилями вруч-
ную на трубопроводах за продувочными вентилями следует устанавли-
вать смотровые стекла. При отсутствии их продувка сопряжена с большой
потерей сжатого газа, составляющей в среднем у многоступенчатых ком-
прессоров около 2% производительности. На рис. IX.46 показаны блоки
продувочных вентилей, применяемые в компрессорах фирмы «Нуово
Пиньонэ» (Италия). Они собираются из различного числа секций, объеди-
няющих вентили низкого и высокого давления, и имеют два расположен-

Рис. IX.46. Блоки продувочных вентилей

ных друг против друга смотровых стекла — для наблюдения с подсвет-
кой. Радиальная перегородка между стеклами турбулизирует поток, что
облегчает наблюдение, уменьшает загрязнение стекол.

Для периодического выпуска влаги из влагомаслоотделителей реко-
мендуется применять конденсационные горшки или другие автоматически
действующие устройства.	z

Продувочные трубопроводы на участках до продувочных вентилей на-
ходятся под давлением газа соответствующей ступени и должны быть на
него рассчитаны. Участки трубопроводов за продувочными вентилями
при достаточном увеличении проходного сечения не подвержены значи-
тельному давлению и могут быть изготовлены из газовых труб с соедине-
нием на нормальных фитингах.

КОНТРОЛЬНЫЕ ПРИБОРЫ

Замер давления газа по ступеням производится манометрами, уста-
новленными на щите контроля и управления, либо на колонках. Там же
часто располагают манометры для замера давлений воды и масла. При да-
530
влениях газа, превышающих 30,0 Мн!м\ а в случае взрывоопасных и ток-
сичных газов при любых давлениях манометры дублируют, располагая
их до и после холодильников. Перед всеми манометрами устанавливают
вентили, позволяющие производить продувку трубок и замену манометров
без остановки компрессора. Местом присоединения трубок манометров
к газовой коммуникации обычно выбирают влагомаслоотделители, буфер-
ные емкости или примыкающие к ним участки трубопровода, в которых
давление пульсирует мало, а скорости газа невелики.

Для замера температур всасываемого и нагнетаемого газа на всех ступе-
нях компрессора устанавливают термометры. Гнезда для них находятся
в цилиндрах или в примыкающих к цилиндрам участках газопровода.
У водопровода гнезда для термометров предусматривают на общей подво-
дящей трубе и на всех точках слива.

Производительность компрессора контролируют расходомером, для
чего на нагнетательной линии по возможности в отдалении от компрес-
сора (для увеличения промежуточного объема) устанавливают диафрагму.

У крупных компрессоров высокого давления контроль утечек газа из
сальников производят расходомерами.

Учет расхода охлаждающей воды выполняют водомерами посредством
диафрагмы, которую устанавливают на подводящей линии.

Для контроля работы компрессора, срока службы его узлов и своевре-
менной остановки на текущий ремонт целесообразно предусматривать
стационарный счетчик числа оборотов.
Глава У РЕГУЛИРОВАНИЕ

А ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

Расход сжатого газа обычно непостоянен. Он может изменяться иногда
в широких пределах в зависимости от характера потребляющих аппара-
тов, машин и инструментов и режима их работы. Масса газа, подаваемая
компрессором, тоже не постоянна. Она изменяется с изменением темпе-
ратуры, давления и влажности всасываемого газа, но зависит и от состояния
компрессора. Номинальная производительность компрессора, если она
выбрана с избытком, в отдельных случаях значительно превышает макси-
мальное потребление. Задача регулирования — приводить в соответствие
производительность компрессора и расход газа.

Наиболее простым и вместе с тем самым удобным способом регулирова-
ния является изменение частоты вращения. Между тем широкое исполь-
зование привода от электродвигателя переменного тока, частота вращения
которого постоянна, исключило для большинства компрессоров такую
возможность и заставило применять другие способы регулирования. Ос-
новные требования, которые предъявляют к системам регулирования,
это — плавность изменения производительности и экономичность расхода
энергии. К этому следует еще добавить требования простоты устройства,
компактности и удобства обслуживания. Трудность одновременного удо-
влетворения всем этим требованиям послужила причиной возникновения
большого многообразия видов и способов регулирования.

По характеру изменения производительности различают следующие
виды регулирования: 1) прерывистое, осуществляемое периодическим пре-
кращением подачи; 2) ступенчатое; 3) плавное.

В табл. Х.1 приведена классификация существующих видов и способов
регулирования.

Регулирование может быть ручным или автоматическим. Первое при-
меняют в случаях, когда изменять производительность требуется редко,
и только при условии, что у компрессорной установки имеется дежурный
персонал, например у крупных компрессоров химической промышлен-
ности, где по условиям производства расход газа относительно устойчив.

Когда производительность компрессора превышает расход газа, дав-
ление в нагнетательной сети растет, при недостаточной производитель-
ности давление падает. Кратковременное несоответствие между произво-
дительностью компрессора и расходом сглаживается ресивером на нагне-
тательной магистрали: при возрастающем давлении ресивер принимает
избыточный газ, а при снижающемся — его выдает. Чем совершеннее
регулирование, чем более точно следует производительность расходу, тем
меньшей емкости требуется ресивер. Если бы величина производительности
всегда точно соответствовала расходу, то можно было бы ограничиться
только той минимальной емкостью ресивера, которая необходима для
снижения пульсаций давления, создаваемых компрессором. У газовых
компрессоров применение автоматического регулирования может устранить
во многих случаях надобность в установке газгольдера на всасывании.
532
Таблица X.l

Классификация видов регулирования

Принцип регулирования	Вид и способ регулирования	Порядковый номер	преры- вистое	го  	 *	аракте] лирова  X  <D а) С о  CJ О’	X43 плавное ®
Воздействие	на  привод	Периодические остановки компрес- сора: остановка двигателя отсоединение компрессора от двигателя  Изменение частоты вращения: ступенчатое плавное	1  2  3  4	• •	•	•
Воздействие	на  коммуникацию	Перекрытие всасывания: отключение всасывания дросселирование на всасыва- нии  Перепуск с нагнетания на всасы- вание:  свободный дроссельный  Совместное действие (сочетание п. 5 и 7)	5  6  7  8  9	•  •  •		•  •
Воздействие	на  клапаны цилиндра	Отжим всасывающих клапанов: полный частичный на части хода  Применение перепускных клапанов: открытие клапана на части хода  перепуск через окно	10  11  12  13  14	•	•	• •  •  •
Изменение мертво- го пространства ци- линдров	Присоединение дополнительных полостей: постоянной емкости переменной »  ♦ сочетание п. 15 и 16 присоединение на части хода	15  16  17  18		•	•  • •
Изменение хода поршня	Смещение хода поршня  Уменьшение хода поршня	19  20			• •
Комбинирование различных принци- пов	Сочетание п. 3 с п. 5, 7 или 10  »	пп. 10 и 15  Сочетание п. 8 с любым из пп. 3, 4,  10, 15 или 16	21  22  23	•	•  •	•
Если производительность равна расходу, то давление в сети постоянно.
Это дает возможность осуществлять автоматическое регулирование про-
изводительности компрессора по давлению. Изменение давления дей-
ствует на воспринимающий элемент (датчик) управляющего устройства
(регулятора), который через сервопривод и регулирующий орган изменяет
производительность.

1.	РЕГУЛИРОВАНИЕ ВОЗДЕЙСТВИЕМ НА ПРИВОД

Существует два вида регулирования, основанных на принципе воздей-
ствия на привод: периодические остановки компрессора и изменение ча-
стоты вращения.

РЕГУЛИРОВАНИЕ ПЕРИОДИЧЕСКИМИ ОСТАНОВКАМИ КОМПРЕССОРА

Этот вид регулирования характеризуется прерывистым изменением
производительности и осуществляется двумя способами: остановками дви-
гателя и отсоединениями компрессора от двигателя.

Регулирование путем остановок двигателя производится при электри-
ческом приводе мощностью до 250 квт. Основное его преимущество заклю-
чается в том, что с прекращением подачи компрессора полностью прекра-
щается расход энергии. Запуск и остановку осуществляют управляемые
автоматически пусковые устройства.

При таком способе регулирования использование синхронного двига-
теля затруднительно вследствие сложности его пуска. Применяют асин-
хронные двигатели: короткозамкнутые, запускаемые с непосредственным
включением в сеть или с переключением со звезды на треугольник, и с фаз-
ным ротором, запускаемые с последовательным выключением ступеней
сопротивления. Выбор электродвигателя и способа его пуска производят
в зависимости от мощности компрессора, мощности электрической сети
и предполагаемой частоты включений. Частота включений определяется
степенью снижения производительности компрессора и размерами уста-
новленного ресивера. Она оказывается наибольшей при работе на поло-
винной производительности. Предельно допустимое число повторных
включений для различных типов электродвигателей указано в п. 8 на-
стоящей главы.

Для облегчения пуска необходимо разгрузить компрессор, т. е. пере-
вести его на холостой ход.

Регулирование отсоединением компрессора от двигателя имеет пре-
имущество в том, что пуск компрессора не вызывает таких толчков тока
в сети, как совместный пуск с электродвигателем. Оно применимо для
двигателей значительной мощности, в частности для синхронных электро-
двигателей. Пуск или остановку компрессора осуществляют посредством
электромагнитной муфты. Нужные для этого автоматические устройства
проще, чем для пуска электродвигателя. Часто применяют привод двух
компрессоров от общего, расположенного между ними электродвигателя
и последовательным включением или выключением их осуществляют сту-
пенчатое изменение производительности.

По экономичности регулирование отсоединениями компрессора от
двигателя уступает регулированию остановками двигателя, так как
сопряжено с потерей энергии, р асходуемой на холостой ход электро-
двигателя. Но оно экономичнее, чем регулирование переводом компрес-
сора на холостой ход, так как в периоды прекращения подачи нет затраты
энергии на холостой ход компрессора, составляющей не менее 15% но-
минального расхода.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ИЗМЕНИЕМ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ

Изменение частоты вращения двигателя может быть либо ступенча-
тым, либо плавным, сЬответственно чему получается тот или иной харак-
тер регулирования производительности компрессора. При изменении
частоты вращения конструкция компрессора не усложняется устройством
специальных регулирующих органов. Понижение производительности
не вызывает перераспределения отношения давлений между ступенями
при многоступенчатом сжатии, что позволяет регулировать производи-
тельность в самых широких пределах, ограниченных лишь возможно-
стями привода.

1 ст (сторона бала)

0,284
0,259
0,244

I ст (сторона крышки)

Ринд^/М
0,102
0,095
0,092

л,сек

1,67

1,08
0,5

П ст (сторона крышки)

РандМи/н2

Рин9Мн/м?

0,111

0,107
0,099

Ранд Мн/м?

0,338

0,301

0,271

Ринд	№ ст

0,709

0,658

0,645

1,67	1,70

1,08	1,655

0,5	1,670

л,сек'1 \ РцндМн/м?

л, сек 4 \РинрМн/м2

13,45

12,98

11,96

Рис. Х.1. Индикаторные диаграммы шестиступенчатого компрессора
при /г = 1,67; 1,08 и 0,5 сея""1

Регулирование изменением частоты вращения является наиболее
экономичным, что обусловлено следующим: 1) работа механического
трения сокращается почти пропорционально уменьшению производи-
тельности; 2) при уменьшении частоты вращения уменьшаются скорости
газа в клапанах и трубопроводах, вследствие чего сокращаются межсту-
пенчатые потери давления и индикаторная работа одного цикла становится
меньшей; 3) более интенсивное охлаждение газа в цилиндрах и в холодиль-
никах, вызванное удлинением периода цикла, также немного уменьшает
величину индикаторной работы одного цикла; общая мощность компрес-
сора уменьшается таким образом более чем пропорционально уменьшению
производительности.

Регулирование изменением частоты вращения применяется главным
образом в случае привода от паровой машины или двигателя внутреннего
сгорания.

Однако экономия работы в компрессоре при уменьшении частоты вра-
щения поглощается менее экономичной работой поршневого двигателя.
В итоге удельный расход работы на 1 м? газа остается приблизительно
постоянным при любой частоте вращения.
Уменьшение потерь давления между ступенями и снижение индика-
торной мощности при изменении частоты вращения отчетливо видно
на индикаторных диаграммах (рис. Х.1), полученных при испытаниях
крупного шестиступенчатого компрессора конверсированного газа с при-
водом от паровой машины. Диаграммы сняты при 1,67; 1,08 и 0,5 сея”1.
При 1,08 сек"1 снижение индикаторной работы компрессора, отнесенное
к одному циклу, составляет 5,5%, а при 0,5 сек"1 — 9,5%. Механиче-
ский к. п. д. компрессорной установки соответственно равен 0,958; 0,949
и 0,932. Расход пара на один цикл при 1,08 сек"1 почти тот же, что и при
1,67 сек"1, а при 0,5 сек"1 ниже всего на 1,5%.

Паровые машины, как и паровые турбины, также применяемые для
привода поршневых компрессоров, допускают снижение частоты вращения
со 100 до 25%. Однако при работе на пониженных частотах паровые
турбины значительно менее экономичны, чем паровые машины. Двигатели
внутреннего сгорания (газовые й дизели) допускают снижение частоты
вращения со 100 до 60%.

Электродвигатели переменного тока с плавным изменением частоты
вращения сложны и дороги или неэкономичны, а потому применяются
сравнительно редко, например для компрессоров сверхвысокого давления
при необходимости плавного регулирования производительности, так как
применение для них других способов регулирования затруднительно.
Электродвигатели со ступенчатым изменением частоты вращения, дости-
гаемым переключением на другие числа пар полюсов, также применяются
редко, хотя с понижением частоты вращения их экономичность не ухуд-
шается.

2.	РЕГУЛИРОВАНИЕ ВОЗДЕЙСТВИЕМ

НА КОММУНИКАЦИЮ

На принципе воздействия на коммуникацию основано два вида регу-
лирования: перекрытием всасывания и перепуском с нагнетания на
всасывание.

ПЕРЕКРЫТИЕ ВСАСЫВАНИЯ

Существуют два способа регулирования путем перекрытия всасывания:
отключение всасывания и дросселирование на всасывании. При первом
способе регулирующий орган сразу и полностью перекрывает всасываю-
щую линию, причем компрессор переходит на работу вхолостую. Харак-
тер регулирования производительности — прерывистый. При втором
способе регулирующий орган перекрывает всасывающую линию частично,
осуществляя плавное регулирование производительности дросселирова-
нием всасываемого газа.

Отключение всасывания. Прекращение подачи после перекрытия
всасывающей трубы происходит не мгновенно. Подача, постепенно умень-
шаясь, продолжается еще несколько оборотов за счет газа, отсасываемого
из пространства между всасывающим клапаном и регулирующим орга-
ном. С понижением давления всасывания уменьшается объемный коэф-
фициент. Когда он достигает нуля, подача прекращается. Диаграмма
компрессора (рис. Х.2, а), показывает,, что при нулевой производитель-
ности линии расширения и сжатия почти сливаются. Индикаторная мощ-
ность не превышает 2—3% номинальной.

На рис. Х.З показано устройство для автоматического регулирования
производительности путем отключения всасывания, применяемое для
небольших одноступенчатых воздушных компрессоров с приводом от
536
двигателя внутреннего сгорания. Выполнено оно с регулятором 1 и с ре-
гулирующим органом, представляющим собой запирающий клапан 3.
Когда давление нагнетания становится выше нормального, регулятор
открывает вход сжатому воздуху, который перемещает поршень 2, жестко
связанный с клапаном 5, вследствие чего доступ воздуха в компрессор
прекращается. Когда в нагнетательной сети давление падает до заданной
величины, регулятор 1 выпускает в атмосферу сжатый воздух, действую-
щий на поршень 2. Тогда под влиянием пружины 4 и атмосферного дав-
ления клапан 3 открывается и всасывание возобновляется. Система регу-
лирования производительности связана с регулятором двигателя 5 таким
образом, что одновременно с переводом компрессора на холостой ход
снижается частота вращения двигателя.

Рис. Х.2. Индикаторная диаграмма компрессора при отключенном всасывании без
перепуска (а) и с перепуском (б) (штриховыми линиями показана диаграмма при
нормальной работе компрессора)

Возникающая в цилиндре при отключении всасывания разность дав-
лений на поршень создает «пики» вращающего момента, которые затруд-
няют пуск и заставляют прибегать к добавочным устройствам для раз-
грузки. Кроме того, отключение всасывания сопровождается кратковре-
менным, но значительным ростом температуры нагнетания, который вы-
зывается увеличением отношения давлений. После прекращения подачи
температура в конце сжатия снижается, так как в цилиндре компрессора
остается только небольшое количество газа и стенки цилиндра достаточно
эффективно отводят от него тепло. Но при недостаточно плотном регули-
рующем органе происходит подсос газа. При этом нагнетание прекра-
щается не полностью и происходит с большим повышением температуры
газа.

Для снижения температуры, уменьшения работы холостого хода и
в особенности для облегчения запуска компрессора регулирование отклю-
чением всасывания в большинстве случаев сочетают с перепуском с нагне-
тания на всасывание. При этом индикаторная диаграмма получает вид,
показанный на рис. Х.2, б. Газ по перепускной линии выходит из нагне-
тательной и входит во всасывающую линию, причем местом выхода яв-
ляется участок между компрессором и обратным клапаном, а входа
(с целью исключить циркуляцию перепускаемого газа) — участок до
регулирующего органа, отключающего всасывание.

Регулирующие органы, осуществляющие отключение всасывания и
перепуск с нагнетания на всасывание, обычно выполняют в общем испол-
нительном устройстве. На рис. Х.4 для отключения всасывания служит
клапан /, а для перепуска с нагнетания на всасывание — клапан 2.

При переходах на холостой ход теряется энергия, затраченная на
сжатие газа, выпускаемого с нагнетания на всасывание. Эту потерю можно
537
Рис. Х.4. Регулирующее устройство, производящее от-
ключение всасывания с одновременным перепуском
с нагнетания на всасывание

Рис. X.5. Выпускной клапан
для перепуска на всасывание
уменьшить, если выпускать сжатый газ не из нагнетательной линии, а из
полости цилиндра последней ступени. Такая система получила распро-
странение для регулирования производительности двухступенчатых воз-
душных компрессоров и, в частности, показанном на рис. IV. 11, принад-
лежащем к числу машин средней производительности. В обе крышки
цилиндра II ступени встроено по одному выпускному клапану
(рис. Х.5), подобному по конструкции обычному нагнетательному, но
небольшого размера. Оба они через каналы в цилиндре сообщены с от-
жимным клапаном (рис. Х.6), имеющим диафрагму, причем полость под
диафрагмой соединена трубкой со
всасывающим патрубком / ступени

I

Вход воздуха

Рис. Х.7. Клапан, перекрывающий вса-
сывание

Рис. Х.6. Отжимной клапан

компрессора. После перекрытия всасывания полость под диафрагмой
оказывается под вакуумом, и действующее на диафрагму давление атмо-
сферы отжимает клапан, открывая выход газу из цилиндра II ступени
и, кроме того, из промежуточного холодильника и цилиндра / ступени.
Клапан (рис. Х.7), перекрывающий всасывающий патрубок, действует
под давлением газа на поршень /, уплотненный кожаными манжетами.
Обтекаемая форма тела клапана 2 снижает возникающую в клапане по-
терю давления. В конструкции клапана предусмотрен винт с рукояткой,
позволяющий закрывать его вручную.

Такая система регулирования принадлежит к числу наиболее эко-
номичных, так как индикаторная мощность холостого хода близка к нулю.
Управление осуществляет двухпозиционный регулятор с получением 100
или 0% производительности. Но при удвоенном числе цилиндров I и
// ступеней, как, например, у компрессора по рис. IV. 11, может быть осу-
ществлено трехпозиционное регулирование с переходом на 50 и 0% про-
изводительности.

Общим для регулирующих органов является то, что отключение вса-
сывания производится давлением газа, а возобновление — давлением
пружины.
В компрессорах бескрейцкопфного типа отключение всасывания вы-
зывает вследствие образующегося в цилиндре вакуума нежелательный

подсос масла из картера в цилиндр.

При регулировании перекрытием всасывающей трубы регулирующий
орган следует располагать близ цилиндра / ступени с тем, чтобы заклю-
ченный между ними объем был по возможности мал.

Дросселирование на всасывании. Дросселирующие устройства, при-

меняемые для такого регулирования производительности, выполняют

в виде клапана, шибера или задвижки
и располагают перед всасывающим
патрубком компрессора. Уменьшая
проходное сечение дросселя, увели-
чивают его сопротивление и, следо-
вательно, снижают давление газа,
поступающего в цилиндр компрес-
сора. На теоретической индикаторной
диаграмме (рис. Х.8) линия всасы-
вания при дросселировании распола-
гается ниже, чем при полной произ-
водительности, а линия нагнетания
остается на той же высоте. В форме
теоретической диаграммы допущены
два существенных упрощения. Пер-

Рис. Х.8. Теоретическая индикаторная
диаграмма компрессора при дросселирова-
нии всасываемого газа (штриховыми ли-
ниями показана диаграмма при полной
производительности компрессора)

вое упрощение —линия всасывания представлена в виде горизонтальной
прямой. В действительности на средней части хода дросселирование про-
является сильнее вследствие большей скорости поршня, и линия всасыва-

Рис. Х.9. Зависимость удельной индикаторной работы от относительной
производительности при регулировании одноступенчатого компрессора дрос-
селированием всасывания

ния имеет поэтому прогиб вниз, тем больший, чем меньше объем между
дросселем и цилиндром. Второе упрощение — мертвое пространство при-
нято равным нулю. При таком условии в случае постоянного давления
нагнетания отношение давлений изменяется обратно пропорционально
снижению производительности.
Рис. Х.10. Изменение
теоретических диа-
грамм четырехступен-
чатого компрессора
при снижении произ-
водительности на 50%
путем дросселирова-
ния всасываемого газа

Чем глубже дросселирование, тем больше работы требует сжатие каж-
дого килограмма газа. Работа же, отнесенная к одному обороту вала,
снижается, но не всегда.

В п. 5, гл. I показано, что при двухатомном газе и адиабатическом
одноступенчатом цикле затрачиваемая работа максимальна при отноше-
нии давлений 8 = 3,24, или с учетом влияния мертвого пространства —
при 8 = 2,6 ч- 2,8.

Если в одноступенчатом компрессоре отношение давлений ниже соот-
ветствующего максимальной работе, то расход энергии в начале умень-
шения производительности растет до максимума,
затем снижается до начальной величины и продол-
жает понижаться дальше. Удельный (на 1 кг газа)
расход энергии при этом все время возрастает.

При малом отношении давлений регулирование
дросселированием на всасывании уступает по эконо-
мичности даже сбросу избытка сжатого газа через
перепускной клапан, когда снижение производи-
тельности не сопровождается снижением мощности;
с другой стороны, при большом отношении давлений
дальнейшее увеличение связано с недопустимым
повышением температуры газа, что ограничивает глу-
бину снижения производительности.

Таким образом, область допустимого применения
регулирования дросселированием на всасывании ог-
раничена с двух сторон. Чем выше отношение да-
влений при полной производительности, тем в более
узких пределах допустимо такое регулирование.

Кривые на рис. Х.9 выражают зависимость
от о, где усинд — относительное увеличение удельной
индикаторной работы одноступенчатого сжатия при
регулировании, о — относительная производитель-
ность, т. е. отношение сниженной производительно-
сти к полной. Штриховые линии соответствуют адиа-
батическому сжатию (fe=l,4) в компрессоре без
мертвого пространства. Они нанесены для различных
начальных значений 8. В действительном компрес-
соре, где мертвое пространство неизбежно присут-
ствует, повышение отношения давлений ведет к

уменьшению всасываемого объема. Производительность компрессора сни-
жается поэтому быстрее, чем падает давление всасывания. Кривые на
рис. Х.9, выполненные сплошными линиями, определяют увеличение
удельной индикаторной работы для тех же начальных 8, но при мертвом
пространстве а = 10%. При построении этих кривых принято, что сжатие
протекает по адиабате с показателем = 1,4, а расширение из мертвого
пространства — по политропе с показателем п=1,2.

Сопоставление обоих пучков кривых показывает, что мертвое про-
странство расширяет область допустимого регулирования дросселирова-
нием на всасывании. Жирная кривая служит границей, которая отделяет
лежащую под ней область, где индикаторная работа при дросселировании
снижается, от области, где дросселирование увеличивает индикаторную
работу.

Рассмотрим теперь влияние дросселирования на всасывании на мно-
гоступенчатое сжатие. При отсутствии мертвых пространств давление
всасывания I ступени и все промежуточные давления между ступе-
нями снижаются пропорционально производительности (рис.. Х.10). Не
меняется лишь давление нагнетания последней ступени, зависящее от усло-
вий в нагнетательной сети. Наоборот, отношения давлений во всех сту-
пенях остаются прежними, за исключением последней ступени, где от-
ношение давлений возрастает обратно пропорционально снижению про-
изводительности. Индикаторная работа может поэтому возрасти только
на последней ступени, на остальных ступенях она снижается пропорцио-
нально производительности.

В результате регулирование производительности многоступенчатых
компрессоров дросселированием на всасывании всегда сопровождается
снижением суммарной индикаторной мощности и отличается значительно

Рис. Х.11. Зависимость удельной индикаторной работы от степени снижения
производительности при регулировании многоступенчатого компрессора дроссе-
лированием всасывания

большей экономичностью, чем при одноступенчатом сжатии, причем эко-
номичность возрастает при увеличении отношения конечного давления
к начальному.

График рис. Х.11 выражает зависимость [кинд от о и 8, где —
относительное увеличение удельной индикаторной работы многоступен-
чатого сжатия при регулировании, 8 — среднее в ступенях отношение
давлений при полной производительности. Значение [кинд следует отсчи-
тывать по той шкале, которая соответствует числу ступеней компрессора.
График построен для адиабатического сжатия без учета влияния мертвых
пространств, которое при многоступенчатом сжатии незначительно.
Повышение температуры, возникающее в последней ступени компрессора
при дросселировании на всасывании, может выйти за пределы допусти-
мого и в случае сжатия воздуха стать причиной взрыва компрессорной
установки. Пределы регулирования могут быть расширены, если преду-
смотреть в последней ступени при нормальной производительности пони-
женное отношение давлений.

Регулирование дросселированием, обеспечивая плавность изменения
производительности, конструктивно осуществляется весьма просто, в этом
его преимущество, благодаря которому, несмотря на неэкономичность,
542
его применяют для средних и больших компрессоров. В случае газовых
компрессоров необходимо учитывать, что при дросселировании в I сту-
пени возникает вакуум, т. е. возможен подсос воздуха.

ПЕРЕПУСК С НАГНЕТАНИЯ НА ВСАСЫВАНИЕ

Регулирование перепуском с нагнетания на всасывание может произ-
водиться двояко: свободным и дроссельным перепусками. Первый способ
осуществляется полным открытием перепускного вентиля или клапана
с переводом компрессора на холостой ход. При втором способе перепуск
сжатого газа производится через частично открытый вентиль, чем до-
стигается плавное изменение производительности.

Перепуск производят через байпас — трубопровод, снабженный пере-
пускным вентилем или клапаном, который сообщает нагнетательную
линию компрессора со всасывающей или установлен между нагнетатель-
ным и всасывающим коллекторами цеха.

При наличии байпаса на нагнетательной линии необходим обратный
клапан. У воздушных компрессоров перепуск на всасывание часто заме-
няют выпуском в атмосферу.

Свободный перепуск. Он служит как для регулирования, так и для
осуществления холостого хода и применяется в крупных компрессорах
для разгрузки компрессора при пуске.

При полностью открытом байпасном вентиле или клапане газ вместо
подачи в нагнетательную магистраль возвращается во всасывающую
линию, циркулируя по замкнутому циклу через цилиндры компрессора
и его трубопроводы. Давление нагнетания при байпасе достаточного
сечения устанавливается почти равным давлению всасывания.

Вследствие значительного сопротивления клапанов и трубопроводов
у многоступенчатых компрессоров устраивают два или три байпаса в за-
висимости от числа ступеней. Крупные шестиступенчатые компрессоры
имеют байпасы после I и VI или /, /// и VI ступеней. При недостаточном
числе байпасов или малом их сечении холостой ход требует значительной
затраты мощности.

На рис. X. 12 показана схема для прерывистого регулирования байпа-
сами после I и II ступеней. При избытке давления в ресивере регулятор 3
подводит газ высокого давления к кольцевой полости 7 перепускного
клапана 6 и, поднимая клапан, открывает путь газу, нагнетаемому II сту-
пенью, во всасывающий трубопровод / ступени. Байпасная линия I сту-
пени 2 присоединена к байпасной линии II ступени 8 через обратный
клапан 5 (на схеме — непосредственно к перепускному клапану 6). Таким
образом, обе байпасные линии сообщаются со всасыванием I ступени
общим перепускным клапаном 6. После его открытия возникает цирку-
лирующий поток: большая часть газа, подаваемого I ступенью, проходит
через байпасную линию I ступени и возвращается на всасывание, мень-
шая часть газа (в объеме, всасываемом II ступенью) проходит холодиль-
ник 7, // ступень компрессора и через байпасную линию II ступени воз-
вращается на всасывание I ступени. Обратный клапан 9 предотвращает
утечку заключенного в ресивере газа. Для включения компрессора в ра-
боту регулятор переключает кольцевую полость 7 перепускного клапана
с высокого давления на атмосферное, и он закрывается силой собствен-
ного веса и пружины 4. Назначение обратного клапана 5 — не допустить
перетекание сжатого газа из байпасной линии II ступени в байпасную
линию I ступени при нормальной работе компрессора.

Для небольших двухступенчатых компрессоров устраивают регули-
рование по аналогичной, но упрощенной схеме, осуществляя свободный
перепуск газа только после II ступени.
Наряду с применением свободного перепуска как самостоятельного
способа прерывистого регулирования им пользуются и в сочетании с дру-
гими способами. К числу осуществляемых таким путем систем комбини-
рованного регулирования относятся описанные выше устройства, дей-
ствующие путем отключения всасывания с одновременным свободным
перепуском, который освобождает компрессор от оставшегося сжатого
газа (рис. Х.4).

В комбинированных системах, где перепуск с нагнетания на всасы-
вание сочетается с отключением всасывания, исключена циркуляция

Рис. Х.12. Схема устройства прерывистого регулирования
производительности свободным перепуском после I и II сту-
пеней (перепускной клапан показан открытым)



потока газа через цилиндры, клапаны и трубопроводы компрессора
и отсутствуют связанные с этим потери энергии. Но присущее этим
системам образование в цилиндрах вакуума во многих случаях нежела-
тельно.

Дроссельный перепуск. Он обеспечивает плавное снижение производи-
тельности, но без уменьшения потребляемой компрессором мощности
и, следовательно, является неэкономичным способом регулирования.

При регулировании дроссельным перепуском с последней ступени на
всасывание первой давления и температуры в ступенях не изменяются,
не нарушается и равномерность хода. Поэтому плавное снижение произ-
водительности возможно в диапазоне от 100 до 0%. Простота конструкции
байпаса и возможность пользоваться тем же устройством, которое служит
для разгрузки компрессора при пуске, оправдывают такой способ регу-
лирования для кратковременного или нечастого применения. Он служит
иногда дополнительным средством регулирования, если основное осу-
ществляется ступенчато или в узком диапазоне.
Потеря энергии, свойственная регулированию дроссельным перепу-
ском, может быть снижена в несколько раз, если перепуск сжатого газа
осуществить не после последней, а после / ступени. Тогда лишний газ
придется сжимать не во всех ступенях, а только в I ступени. Потеря
работы на его сжатие уменьшается в этом случае больше, чем кратно
числу ступеней компрессора, так как вследствие одновременного пере-
распределения сжатия индикаторная мощность / ступени при этом умень-

шается.

Перераспределение сжатия происходит вследствие отвода части газа
после I ступени. В последующие ступени поступает меньшее количество

газа, и, как в случае дросселирования на всасывании, соразмерно сни-

жению производительности снижаются все промежу-
точные давления. На / ступени отношение давлений
понижается, на промежуточных —остается прежним,
а на последней ступени — увеличивается, возрастая
обратно пропорционально производительности. Соот-
ветственно росту отношения давлений на последней
ступени повышается температура нагнетания, что огра-
ничивает предел возможного снижения производитель-
ности. Предельно допустимая температура нагнетания
в зависимости от назначения компрессора, марки масла,
применяемого для смазки цилиндров, и взрывоопасно-
сти масляных паров в сжимаемом газе колеблется
в пределах 150—200° С. Пределы регулирования могут
быть расширены, если при полной производительности
у последней ступени отношение давлений невелико.

К устройству байпаса для дроссельного перепуска
после I ступени прибегают иногда в тех случаях, когда

Рис. Х.13. Кон-
струкция замыкаю-
щего органа бай-
пасного вентиля
высокого давления

в компрессоре не было предусмотрено регулирование, но в процессе
эксплуатации выяснилась его необходимость. Устройство байпаса не вызы-
вает затруднений, так как проходное сечение вентиля и трубы, рассчиты-
ваемое на перепуск избытка газа при критической скорости, получается
небольшим.

При регулировании дроссельным перепуском после / ступени умень-
шение производительности сопровождается снижением межступенчатых
давлений, что позволяет судить о производительности компрессора по
показаниям манометров.

При устройстве дроссельного перепуска байпасную линию, как пра-
вило, следует начинать после холодильника и во всасывающую линию
подводить уже охлажденный газ. Это особенно важно для газов, имеющих
низкую критическую температуру (водород, гелий) и находящихся при
очень высоком давлении, у которых процесс дросселирования происходит
с нагревом, но относится и к тем газам, у которых дросселирование со
ступеней высокого давления сопровождается небольшим охлаждением.
Знак и величину изменения температуры дросселируемого газа опреде-
ляют по кривым постоянной энтальпии на энтропийных диаграммах.
В случае значительного снижения температуры целесообразно для предот-
вращения обмерзания дросселя не охлаждать или не полностью охлаждать
газ перед дросселированием, что можно осуществить путем отвода дрос-
сельной линии от трубопровода до холодильника или от промежуточного
участка по длине холодильника.

Так как регулирование дроссельным перепуском рассчитано на
эпизодическое действие, его часто производят вручную, но в автомати-
зированных установках применяют дроссели с дистанционным управле-
нием.

18 М. И. Френкель

545
На ступенях высокого давления уплотняющая кромка байпасного
вентиля подвергается эрозии — быстро разрушается струей дроссели-
руемого газа, после чего при работе компрессора на полную производи-
тельность закрытый вентиль оказывается неплотным. На рис. Х.13 пока-
зана конструкция замыкающего органа байпасного вентиля, свободного
от этого недостатка — дросселирование происходит в нем за пределами
уплотняющей кромки.

3.	РЕГУЛИРОВАНИЕ ВОЗДЕЙСТВИЕМ

НА КЛАПАНЫ ЦИЛИНДРА

При регулировании воздействием на клапаны цилиндра изменение
производительности достигается частичным или полным возвратом газа
из полости цилиндра во всасывающий патрубок. Наиболее распростра-
ненным способом такого регулирования является отжим всасывающих
клапанов, но иногда вместо использования рабочих клапанов компрес-
сора для этой цели устанавливают в цилиндре специальные перепускные
клапаны.

Аналогично возврату газа из цилиндра на всасывание возможно
регулирование возвратом газа из нагнетательного патрубка в цилиндр.
Однако такое регулирование не применяют, так как плотность нагнетае-
мого газа выше, чем всасываемого, и в клапанах возникнут большие
потери энергии.

РЕГУЛИРОВАНИЕ ОТЖИМОМ ВСАСЫВАЮЩИХ КЛАПАНОВ

Если воспрепятствовать закрытию самодействующего всасывающего
клапана, то газ, поступивший в цилиндр при ходе всасывания, при обрат-
ном ходе поршня будет вытеснен из цилиндра через тот же всасывающий
клапан. На этом основаны-все разновидности регулирования воздействием

Рис. Х.14. Индикаторные диаграммы при
отжатом всасывающем клапане и при работе
компрессора под нагрузкой

на всасывающие клапаны, а имен-
но: полный отжим клапанов, час-
тичный отжим клапанов и отжим
клапанов на части хода. При
первом способе сжатие в полости
цилиндра прекращается полностью
и подача становится равной нулю.
Другие два способа дают возмож-
ность постепенно изменять произ-
водительность, т. е. осуществлять
плавное регулирование.

Полный отжим всасывающих
клапанов. Его осуществляют либо
вручную (непосредственно или

с пульта управления), либо автоматически. Ручное управление исполь-

зуют преимущественно у крупных компрессоров для разгрузки при
пуске, а автоматическое — у компрессоров небольшой и средней произ-
водительностей для прерывистого и ступенчатого регулирования.

На рис. Х.14 сопоставлены индикаторные диаграммы, соответствующие
работе при отжатом всасывающем клапане, т. е. вхолостую, и при нор-
мальной работе компрессора.

При автоматическом регулировании отжим пластины клапана произ-
водит вилка, связанная с диафрагмой или поршнем сервопривода, к кото-
рому подводится командный воздух от регулятора (рис. Х.15 и Х.16).
Диафрагма под давлением опускается, вилка ложится на пластину
всасывающего клапана и держит его в отжатом состоянии. При падении
конечного давления автоматический регулятор сообщает полость над
диафрагмой сервопривода с атмосферой и пружина поднимает вилку,
освобождая пластину клапана.

Если полость цилиндра выполнена с несколькими всасывающими
клапанами, предусматривают их одновременный отжим. При многоступен-
чатом сжатии отжимают всасывающие клапаны всех ступеней.

Удары вилки, часто повторяющиеся и особенно сильные, если в момент
срабатывания отжимного устройства пластина прижата давлением газа

Рис. Х.15. Отжимное устройство с воз-
действием через диафрагму (для ступени
высокого давления газового компрессора)

в цилиндре к седлу, влияют отрица-
тельно на срок службы клапанных
пластин и плотность клапана. В кон-
струкции по рис. Х.16 поршень
сервопривода передает усилие на
вилку через пружину.

Для осуществления двухступен-
чатого регулирования компрессоров,
у которых цилиндры всех ступеней

Рис. Х.16. Отжимное устройство с воз-
действием через пружину

двойного действия, применяют два двухпозиционных регулятора (регу-
ляторы, установленные на различные конечные давления), либо один
трехпозиционный регулятор. При росте давления сначала срабаты-
вает одна ступень регулирования и производится отжим всасывающих
клапанов одной полости каждого из цилиндров. Производительность при
этом снижается до 50%. При дальнейшем росте конечного давления сраба-
тывает // ступень регулирования, производится отжим всасывающих
клапанов второй полости цилиндров и компрессор переводится на холо-
стой ход. При снижении конечного давления включение полостей цилин-
дров происходит в обратной последовательности.

Следует учитывать, что при отжиме всех всасывающих клапанов
с полным прекращением подачи происходит повышение температуры газа,
внутренняя энергия которого растет в связи с работой, затрачиваемой на
проталкивание через клапаны. У воздушных компрессоров повышение
температуры во всасывающем патрубке достигает 150° С и более. Поэтому
регулирование отжимом всасывающих клапанов следует осуществлять
только на одной из полостей цилиндров двойного действия или на обоих,
но пользоваться им кратковременно.

В случае двухступенчатого однорядного компрессора (при последо-
вательном расположении цилиндров в ряду) или оппозитного (цилиндры
в противолежащих рядах) с цилиндрами двойного действия одну ступень
регулирования осуществляют воздействием на клапаны полости I ступени
со стороны вала и II ступени со стороны крышки, а другую — воздействием
на клапаны противоположных полостей. Тогда при половинной произво-
дительности степень неравномерности вращения компрессора не возрастает.

Для крупных газовых компрессоров вместо пневматических систем
воздействия на клапаны иногда применяют гидравлические.

Частичный отжим всасывающих клапанов. Такой отжим иногда осу-
ществляют, используя устройства для отжима клапанов вручную. При

Рис. Х.17. Индикаторная диаграмма при регулировании
отжимом всасывающих клапанов на части хода

неполном отжиме клапана сквозь образовавшуюся щель уходит часть
сжимаемого газа и производительность компрессора понижается. Таким
путем может быть достигнуто плавное снижение производительности.
Наиболее интенсивно утечка газа через щель клапана происходит в конце
сжатия и во время нагнетания, поэтому экономичность такого регулиро-
вания не намного выше, чем при байпасе после I ступени.

Существенные недостатки регулирования частичным отжимом вса-
сывающего клапана состоят в значительном росте температуры нагнета-
ния и в том, что в периоды сжатия и нагнетания тонкие клапанные пла-
стины, прижатые силой давления газа к пальцам отжимной вилки, выги-
баются и получают значительные остаточные деформации. При возврате
на полную производительность пластины работают плохо, не обеспечивая
плотности клапана. Вследствие указанных обстоятельств регулирования
частичным отжимом всасывающих клапанов не следует применять.

Отжим всасывающих клапанов на части хода. Этот способ регулиро-
вания, являющийся сравнительно новым, состоит в том, что к концу
всасывания всасывающие клапаны принудительно удерживаются в откры-
том состоянии и в начале обратного хода поршня газ свободно уходит
из цилиндра. Сжатие начинается лишь после того, как на некоторой
части хода поршня всасывающие клапаны закрываются. Изменяя дли-
тельность периода задержки закрытия клапанов, осуществляют плавное
регулирование (рис. Х.17), которое экономично, так как затрачиваемая
работа уменьшается почти пропорционально производительности.

При многоступенчатом сжатии, если всасывание по всем ступеням
уменьшают равномерно, межступенчатые давления сохраняются неиз-
менными. Это позволяет плавно изменять производительность в диапазоне
от 100 до 0%.

Различаются системы регулирования с принудительным отжимом
всасывающих клапанов и с самодействующим отжимом.
У первых регулирующий орган (отжимная вилка) находится под пере-
менным, циклически повторяющимся при каждом обороте вала внешним
воздействием. В зависимости от способа воздействия такие системы раз-
деляют на гидравлические, пневматические и электромагнитные. У всех
у них для перемещения отжимной вилки требуется преодолеть инерцию
не только вилки, но и ряда других кинематически необходимых элемен-
тов "(столба жидкости или газа, поршня сервопривода, якоря электромаг-
нита). Вследствие этого они оказались непригодными для современных
многооборотных компрессоров.

Действие вторых — с самодействующим отжимом — основано на сле-
дующем. Если тем или иным образом воспрепятствовать закрытию вса-
сывающего клапана, то его пластины с началом хода сжатия подвергаются
действию разности давлений в потоке газа, возвращающегося из цилиндра
во всасывающий патрубок. Эта разность приблизительно пропорциональна
квадрату мгновенной скорости поршня и изменяется от нуля у мертвых
точек до максимума вблизи среднего положения поршня. Она создает
силу, которая может закрывать клапан. Системы, действующие по такому
принципу, называют также системами регулирования динамическим
отжимом всасывающего клапана.

В конструкции, показанной на рис. Х.18, отжимной палец 1, сопри-
касающийся с пластиной всасывающего клапана, находится под воздей-
ствием пружины 3, которая, противодействуя клапанным пружинам,
создает избыточную силу, препятствующую закрытию всасывающего
клапана. Если эта избыточная сила меньше максимальной от разности
давлений на пластины клапана, то клапан закрывается на части хода
и дальше остается закрытым под действием давления сжимаемого в ци-
линдре газа. Момент закрытия определяется натягом пружин 3. Величину
натяга изменяют, воздействуя различным давлением на мембрану 6,
соответственно которому сжимается пружина 5. Малая масса отжимных
пальцев в конструкции рис. Х.18 не приводит к существенному снижению
долговечности клапанных пластин и позволяет применять динамический
отжим в компрессорах с частотой вращения 6—10 сек’1. Положительные
результаты были получены в исследованиях отжимных устройств с паль-
цами из капролона. Этот антифрикционный материал надежно работает
без смазки и отличается малой плотностью, составляющей 1140 кг/м2.
Регулирующий орган с отжимными пальцами из капролона оказался
надежным в длительных испытаниях на компрессоре с частотой враще-
ния 12 сек’1.

В регулирующем органе рис. Х.18 для направления отжимных паль-
цев 1 служат втулки 2, закрепленные в седле клапана. Часто во избежание
необходимости применять специальные клапаны с втулками в седлах
направляющие втулки закрепляют в крестовине 4, а отжимные пальцы
выполняют удлиненными в двух вариантах: с буртом, воспринимающим
усилие пружины 3, и гайкой у верхнего конца (вариант А), или, для
устранения обрывов по резьбе, часто возникающих под влиянием ударов
гайки о крестовину, с буртом у верхнего конца (вариант Б). Наиболее
целесообразно выполнение с расположением пальцев в гильзах (вариантВ),
позволяющим уменьшить длину пальцев и обеспечить лучшее их направ-
ление.

Втулки для пальцев, а также под хвостовик крестовины выполняются
из антифрикционных материалов, не требующих смазки — капрона или
фторопласта.

Крестовина 4 фиксируется от проворачивнния по отношению к кла-
пану стержнем 7, а при выполнении с гильзами (вариант В) посредством
вилки, закрепленной гайкой клапана и охватывающей одну из гильз.
Рис. Х.18. Пружинное регулирующее устройство динамического дей-
ствия для отжима клапанов на части хода: Л, Б, В — варианты вы-
полнения отжимных пальцев с верхним направлением

Рис. Х.19. Схема воздей-
ствия на всасывающие
клапаны одной ступени
при регулирующем уст-
ройстве по рис. Х.18.
При ручном регулировании с воздействием лишь на один всасываю-
щий клапан регулирующее устройство можно упростить: вместо серво-
привода с диафрагмой 6 и пружиной 5 воздействие на крестовину 4
производится винтом. Регулирование с одновременным воздействием
на несколько всасывающих клапанов осуществляют по схеме рис. Х.19,
где предусмотрены небольшая емкость 1 и два дросселя 2 и 3, из которых
дроссель 2 регулируется вручную или автоматически по давлению нагне-
тания, а дроссель 3 фиксирован. При этом в зависимости от соотношения
проходных сечений дросселей в емкости 1 изменяется давление, действую-
щее на диафрагмы регулирующих устройств всасывающих клапанов.
При автоматическом регулировании вместо дросселя 2 устанавливается
регулятор.

По такой схеме можно воздействовать только на клапаны одноступен-
чатого компрессора, осуществляя регулирование производительности
в широких пределах, или на клапаны одной I ступени многоступенчатого
компрессора, но в этом случае с регулированием лишь в сравнительно
узких пределах. Для расширения пределов регулирования снабжают
отжимными устройствами всасывающие клапаны всех ступеней, причем
всасывающие клапаны I ступени регулируются по конечному давлению
нагнетания, а остальных ступеней — по давлению всасывания своей
ступени, причем так, чтобы при снижении производительности оно под-
держивалось постоянным.

На ступенях низкого давления, имеющих по нескольку всасывающих
клапанов, принадлежащих одной полости цилиндра, иногда с некоторым
ущербом для экономичности ограничиваются динамическим регулирова-
нием только у части клапанов. Этим упрощается система регулирования,
и ее работа становится более четкой, так как усиливается давление потока
газа из цилиндра на пластины клапана. Сказанное относится прежде
всегЬ к компрессорам, сжимающим относительно легкие газы (водород
или азотоводородная смесь).

При регулировании многоцилиндровых компрессоров с одной сту-
пенью сжатия в нескольких цилиндрах двойного действия более целесо-
образен динамический отжим у клапанов одной полости каждого из
цилиндров, чем у клапанов обеих полостей некоторых цилиндров, — при
этом исключается недопустимое повышение температуры вследствие на-
грева газа, многократно протекающего через всасывающий клапан.

Динамическое регулирование в силу его преимуществ, прежде всего
простоты устройства, нашло применение в конструкциях многих компрес-
соров, в частности циркуляционных, которые работают при отношении
давлений настолько малом, что регулирование присоединением допол-
нительных полостей в них неприемлемо.

Расчет систем динамического регулирования производится следующим
образом. При задержке закрытия клапана давление газа q' (н/м2), вы-
текающего из цилиндра, на пластины клапана определяется формулой

= <Х1)

где Рр — коэффициент давления потока на пластину при обратном тече-
нии газа через клапан, условно относимый к площади fc прохода в седле;
х — относительная потеря давления в клапане; рвс — номинальное
давление всасываемого газа, н/м2.

Величина коэффициента рр находится по графику рис. Х.20 в зави-
симости от отношения высоты подъема пластины h к ширине прохода
в седле клапана Ъ и представлена двумя слегка расходящимися кривыми,
соответствующими ограничителям подъема под кольцевые пружины (/)
и под местные (2). График построен на основании проведенных Е. Ф. Зла-
ценым совместно с автором экспериментов по определению давления
потока на пластины клапана. Опыты проводились над трехкольцевым
клапаном без пружин, который продувался в камере (рис. VI. 14) пото-
ком воздуха в обратном направлении, т. е. со стороны ограничителя
подъема. Закрытие клапана достигалось давлением потока, которое

преодолевало различные нагрузки, приложенные к пластинам.

Величина х определяется по безразмерным диаграммам потери
давления в открытом нагнетательном клапане (рис. VI.3, VI.4 и VI.5)

потока М. Величина М нахо-
дится предварительно по фор-
муле (VI. 18), но с учетом того,
что вследствие нагрева в ци-
линдре температура вытекаю-
щего газа выше на 10—20°
температуры при всасывании.
Коэффициент расхода клапана а
при обратном направлении по-
тока через всасывающий клапан
приближенно равен его вели-
чине при прямом направлении и
находится по графику рис. VI.2.
Поэтому можно считать, что,
если отжаты все клапаны, экви-
валентная площадь клапана Ф,

Рис. Х.20. Значения р' для динамического ре- а значит, и условная скорость
гулирования (при обратном токе газа) газа в клапане скл те же, что
при всасывании.

При площади проходного сечения седла клапана fc (ж2) общая
сила R (н) давления потока на все пластины равна

R = q'fc.	(Х.2)

Начало закрывания клапана наступает в момент, когда эта сила начи-
нает превышать сумму всех остальных сил, действующих на пластины
и отжимной орган, т. е. достигает величины, которая определяется из
условия

R = S Р пр + S ?с>

(Х.З)

где Рпр — результативная сила от действия на пластины всех пружин
в полностью открытом клапане, включая силу собственных пружин кла-
пана; ^Рс — сумма остальных сил, влияющих на открытие клапана,
но не зависящая от подъема его пластин.

При вертикальном или наклонном расположении клапана на ком-
прессоре ^Рс учитывает силу или составляющую силы веса клапанных
пластин, пружин и отжимных пальцев. Следует принять в расчет и
силу трения.

В процессе регулирования перемещается крестовина и соответствую-
щая ее положению сила R в уравнении (Х.З) определяет значение х
в формуле (Х.1). По х и значению М на безразмерных диаграммах потери
давления находится угол поворота кривошипа или положение поршня
в момент начала закрывания клапана.

Предельное значение /?тах определяется по максимальному значению
хгаах вблизи среднего положения поршня, при котором еще возможно
закрытие клапана, и находится по графику VI .20 в зависимости от М.
Сила давления потока

р

max



(Х.4)

определяет наибольшую силу, с которой должен действовать отжимной
орган для достижения наименьшей производительности при плавном
регулировании. При дальнейшем увеличении этой силы клапан уже не

закроется, а производительность снизится скачком до нуля.

Уменьшение производительности при плавном динамическом регули-
ровании определяется не только положением точки хП1ах на безразмерной
диаграмме потери давления по ходу поршня (рис. VI.3 и VL5), но и дли-
тельностью фазы закрывания клапана (запаздывание), в течение которой
часть газа дополнительно уходит из цилиндра. В результате исследова-
ний, проведенных А. X. Сафиным в Лен-
НИИхиммаше, установлены зависимости,
выражающие запаздывание закрытия вса-
сывающего клапана. Участвующие в них
величины связаны обобщенным параметром

РрРвс?с

т-(я2/г

п =

и значением критерия скорости потока М
при обратном выталкивании газа из ци-
линдра во всасывающий трубопровод. Зна-
чение М находится с учетом количества
отжимаемых клапанов и температуры вы-
талкиваемого газа. В формуле: т — при-
веденная масса движущихся частей (масса

1

пластины, отжимных пальцев и -5- массы
О

пружин), кг; со — угловая скорость вра-
щения вала компрессора, рад!сек; h —

Рис. Х.21. Номограмма для опреде-
ления предела плавного снижения
производительности полости дина-
мическим отжимом всасывающих
клапанов

высота подъема пластины, м.

Номограмма рис. Х.21 определяет значение ага1п — предел плавного
снижения производительности для полости цилиндра со стороны крышки
при относительном мертвом пространстве а = 0,1. Наклонные лучи,

нанесенные на номограмму сплошными линиями, соответствуют случаю
сохранения при регулировании первоначального отношения давлений г
в ступени. Луч, нанесенный штрихами, относится к регулированию от-
жимом клапанов на I ступени многоступенчатого компрессора, когда
отношение давлений в I ступени снижается пропорционально произво-
дительности.

Запаздывание закрытия клапана наглядно показано на графике
рис. Х.22 для М = 0,3. При клапане, открытом полностью, кривая по-
тери давления совпадает с кривой рис.VI .4,6 для указанного значе-
ния М (рис. Х.22, верх). С началом закрывания клапана она откло-
няется от этих кривых и постепенно переходит в адиабаты сжатия, про-
должение которых в обратном направлении показано на графике. Чем
больше масса движущихся частей системы, точнее, чем меньше параметр /7,
тем медленнее движение пластины и большее количество газа возвращается
через клапан во всасывающий трубопровод.

На графике (рис. Х.22, низ) даны кривые движения пластин в режимах
регулирования, близких к предельному. Здесь небольшое увеличение
усилия отжимных пружин приводит к значительному изменению момента
закрытия клапана. Последняя из кривых движения соответствует случаю,
Рис. Х.22. Запаздывание закрытия всасывающего клапана по безразмерным
кривым потери давления в осях х, <р и кривым движения пластины
h	«

-т---относительный подъем пластины

«о

Рис. Х.23. Электродинамический всасывающий
клапан
когда пластина, оторвавшись от ограничителя подъема, возвращается
к нему. При этом производительность полости падает скачком до нуля.

К регулированию с самодействующим отжимом следует также от-
нести систему с применением электродинамического всасывающего кла-
пана (рис. Х.23), разработанную в ЛенНИИхиммашех. Ограничитель
подъема клапана 1 выполнен с пазами и обмотками 2, получающими
питание постоянным током через токопроводы 3. В зависимости от напря-
жения тока пластины клапана удерживаются у ограничителя с различной
силой, определяющей производительность. Особенность действия электро-
динамического клапана заключается в том, что в нем, по существу, про-
исходит не отжим пластин, а удержание их у ограничителя подъема, что
существенно, так как сила магнита с приближением якоря увеличивается.
Электродинамический клапан менее инерционен, чем оборудованный
отжимным устройством, но работает более резко, так как после отрыва
от ограничителя подъема пластина падает на седло, не встречая противо-
действующей силы отжимных пружин.

Электродинамический клапан может также служить в периодическом
режиме — после включения тока (в этом случае большего напряжения)
клапан удерживается полностью открытым на протяжении нескольких
циклов компрессора, а после выключения входит в нормальную работу.
Автоматическое управление совершается электроконтактным манометром.

РЕГУЛИРОВАНИЕ ПЕРЕПУСКНЫМИ КЛАПАНАМИ

Чтобы избежать воздействия на всасывающий клапан, которое вредно
для его плотности и отражается на долговечности пластин, выпуск из-
бытка газа производят иногда через особые перепускные клапаны, пред-
назначенные для сообщения рабочей полости цилиндра с полостью вса-
сывания.

Перепускные клапаны располагают двояко — либо в конце цилиндра
вместе со всасывающими и нагнетательными, либо в промежуточном
положении по длине цилиндра так, что клапанное окно перекрывается
поршнем.

При расположении перепускных клапанов в конце цилиндра возможны
те же виды регулирования, что при отжиме всасывающих клапанов путем
полного открытия, частичного открытия и открытия на части хода.

При полном открытии целиком выключается полость цилиндра, в связи
с чем такой вид регулирования может служить лишь в периодическом
режиме действия. Он применяется для ступенчатого регулирования
в компрессорах с цилиндрами двойного действия и наиболее целесообра-
зен при нескольких цилиндрах для каждой ступени сжатия, так как
увеличивается число ступеней снижения производительности и сокра-
щаются интервалы. Многоступенчатое автоматическое регулирование
такого вида применено в двухступенчатом оппозитном воздушном компрес-
соре (рис. XI.8), в котором каждая из ступеней выполнена в двух цилинд-
рах двойного действия. Конструкции перепускных клапанов обеих сту-
пеней этого компрессора показаны на рис. Х.24. Клапаны закрываются
давлением воздуха на диафрагму и открываются силой пружины, которую
выбирают из расчета, чтобы поток всасываемого газа, действуя на тыль-
ную сторону клапана, не мог его увлечь.

Проходное сечение перепускных клапанов при этом виде регулиро-
вания выбирается достаточным, чтобы потери индикаторной работы были
не более 8—10% индикаторной работы полости при нормальной нагрузке.

1 А. Д. Крючков. Авторское свидетельство № 128967.
Расчет производится по зависимостям для потерь энергии во всасывающих
и нагнетательных клапанах (гл. VI, п. 2), причем принимается во внима-
ние величина эквивалентной площади перепускного клапана и учиты-
вается, что всасывание происходит через перепускной и всасывающие
клапаны, нагнетание же — только через перепускной клапан и что при
регулировании, отношение давлений 8 = 1.

Вместо перепускных клапанов применяют иногда всасывающие кла-
паны с подъемом (рис. VII.5), и тогда перепускным отверстием служит
гнездо клапана.

Частичное открытие перепускных клапанов, расположенных в конце
цилиндра, обеспечивает плавное изменение производительности, но не

Рис. Х.24. Перепускные клапаны компрессора для воздуха (по рис. XI.8):
а — клапан цилиндра / ступени; б — клапан цилиндра II ступени

является экономичным способом регулирования — как и в случае
частичного отжима всасывающих клапанов большая часть перепускаемого
газа сжата до. давления, близкого или равного давлению нагнетания.

Регулирование перепускными клапанами, открываемыми на части
хода, обеспечивает экономичное и плавное изменение производительно-
сти в диапазоне от 100 до 0%. Перепускные клапаны располагают в конце
цилиндра, т. е. в плоскости всасывающих и нагнетательных клапанов,
и выполняют их принудительно действующими — с приводом от спе-
циального распределительного вала или от крейцкопфа. Они открываются
во время хода всасывания, но закрываются сообразно с требуемым сни-
жением производительности в различные моменты времени при обратном
ходе поршня.

Системы регулирования с принудительным открытием перепускных
клапанов применялись отдельными заводами, но вследствие сложности
выполнения приводных механизмов к ним распространения не получили.

При расположении перепускных клапанов в промежуточном месте
по длине цилиндра регулирование осуществляют посредством клапана,
открывающего в различной мере перепускное окно, причем положение
окна выбирают таким, чтобы в конце хода оно было перекрыто поршнем.
Снижение производительности при этом происходит вследствие выпуска
556
из цилиндра некоторого количества газа, сжатого только частично, не
выше давления, определяемого кривой сжатия при закрытом клапане и
положением окна подлине цилиндра. Такое регулирование сопровождается
сравнительно небольшой потерей энергии и является не только эконо-
мичным, но и надежным, так как не имеет постоянно движущихся частей.

Описанный способ называют регулированием перепуском
через окно. Его конструктивные выполнения показаны на рис. Х.25
для цилиндра одинарного действия и на рис. Х.26 для цилиндра двойного
действия. На рис. Х.27 дана конструкция регулирующего клапана в ци-
линдре высокого давления.

В цилиндрах одинарного	Д fl

действия перепускное окно рас-	.Дк

Рис. Х.25. Регулирование пере-
пускным отверстием на цилиндре
[одинарного действия

Рис. Х.26. Регулирование перепуска через окно
с расположением перепускных клапанов в осе-
вой плоскости цилиндра

полагают по длине цилиндра таким образом, чтобы к 40—50% хода оно
было полностью перекрыто поршнем.

В цилиндрах двойного действия перепускные окна обычно находятся
на середине длины цилиндра. В случае одного окна или двух, располо-
женных в поперечной плоскости (рис. VII.35), поршень выбирают немного
шире отверстия, предусматривая перекрышу е = (0,25-j-0,5) h, где h —
высота поршневого кольца (рис. Х.28). При широком поршне во избежа-
ние чрезмерно большого окна устраивают два окна, смещенных по оси
цилиндра (рис. Х.26).

Участки поршня за пределами крайних колец не должны мешать
выходу газа. С этой целью на концах поршня предусматривают скосы.
Предотвращая защемление и поломки поршневых колец, их фиксируют
на поршне так, чтобы замки колец были смещены относительно окна.
При необходимости в большой площади окна или при высоком давлении
газа сплошное окно заменяют группой меньших, устроенных во втулке
цилиндра с наклонными перемычками (рис. VII.35), или в виде малых
отверстий, расположенных на площади круга и перекрываемых общим
клапаном (рис. Х.25). Конструкция с двумя клапанами в поперечной пло-
скости целесообразна для компрессоров, имеющих относительно малый
ход поршня, но большой диаметр.
Когда поршень находится над перепускным окном, он испытывает
давление газа со стороны, противоположной окну, что может вызвать
неправильный износ цилиндра, а также износ и удары поршня. Во
избежание этого на боковой поверхности поршня выполняют залитые
баббитом опорные подушки, расположенные по дуге поршня так, что
окна находятся между ними.

Рис. Х.28. Расчетная диаграмма к регулированию пере-
пуском через окно

Рассчитывая снижение производительности при регулировании пере-
пускным окном, учитывают, что в начале хода поршня регулирующее
окно полностью открыто. При этом изменение давления в цилиндре про-
текает так же, как при полностью открытом нагнетательном клапане,
но сообщенном с полостью всасывания. Эквивалентная площадь пере-
пускного окна

ф = «оА»

где а0 0,6 — коэффициент расхода для перепускного окна при откры-
том клапане; f0 — площадь перепускного окна.
По величине Ф находится условная скорость газа в окне с0 = сср

где сср — средняя скорость поршня и F — его площадь. Далее опреде-
ляется критерий скорости потока М = —, величина которого позволяет
Сзв

по безразмерным диаграммам потери давления найти относительное повы-
шение давления в цилиндре на протяжении части хода поршня от мерт-
вой точки до начала окна. От этой точки и далее поршень все больше
перекрывает окно и потому кривая потери давления поднимается
круче, чем для полностью открытого клапана. К концу перекрытия отно-
сительное повышение давления в цилиндре равно

х; = Сх„,

где хк — относительная потеря давления для полностью открытого
нагнетательного клапана при том же положении поршня, определяемая
по безразмерным диаграммам рис. VI.3 и VI.5; С — коэффициент влияния
перекрытия окна поршнем. Для круглого окна его величина определяется
по графику рис. Х.29 в зависимости от соотношения между диаметром
окна d и ходом поршня S.

У цилиндров двойного действия окно перекрывается в середине хода.
Вычисленные для такого условия значения х'к представлены на графике
рис. Х.ЗО в зависимости от М и отношения Крайняя кривая для
о

d Л

-j- = 0 представляет величину = кн.

В случае, изображенном на рис. Х.28, когда в процессе регулирования
вместе с производительностью изменяется давление нагнетания, но дав-
ление всасывания остается прежним, относительная производительность а
равна

где V — полная производительность; V' — производительность, снижен-
ная в процессе регулирования.

Допуская, что производительность пропорциональна объему всасы-
ваемого газа, т. е. не принимая в расчет изменения теплового коэффи-
циента, имеем

Vec ~ U ’

где Vec и Увс — объемы газа, всасываемые при полной и сниженной про-
изводительности; и — соответствующие объемные коэффициенты,

1—Це" — 1);

1

Ч = (а + S') (1 + %’н) k — аг .

Здесь 8 и е' — отношения давлений при полной и сниженной произво-
дительностях; п — показатель политропы конечных параметров в про-
цессе расширения; k — показатель в процессе сжатия, полагаемого адиа-
батическим; s' — относительная часть хода поршня в момент перекрытия
окна. Для цилиндров двойного действия s' = Ц- + е, где е — относи-
тельный перебег кольца в среднем положении.
Рис. Х.29. График значений С= —

Иц

d
в зависимости от —
Подставляя выражения 10 и А/, имеем

1 1

(а + s) (1+хя) -од

°-----------т—р---------.	(X .5)

1—а\е п -1)

В случае одноступенчатого сжатия при неизменных давлениях вса-
сывания и нагнетания или многоступенчатого, но с пропорциональным
при регулировании уменьшением всасываемых объемов по ступеням
величина е' в формуле (Х.5) заменяется на е.

Определение минимальной площади окна f0, необходимой для регу-
лирования в заданных пределах, производится графически. Первона-
чально по ряду принятых значений /0 вычисляются значения о, затем
строится кривая а = F (f0), по которой определяется величина /0, соот-
ветствующая заданной о.

Следует учитывать, что иногда небольшим уменьшением диапазона
регулирования можно достигнуть значительного уменьшения площади
f0. Действительный диапазон регулирования будет немного шире задан-
ного, так как при выводе формулы (Х.5) не учтено, что при регулирова-
нии всасывается несколько нагретый газ, что вызывает дополнительное
снижение производительности.

Пределы регулирования тем шире, чем дальше по ходу сжатия распо-
ложено перепускное окно. Но вместе с тем снижается и экономичность
регулирования при неполном снижении производительности, так как
через частично открытый клапан уходит газ, сжатый до более высокого
давления. Плавное регулирование в пределах от полной производитель-
ности до принятого значения а достигается различным открытием пере-
пускного клапана.

4. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРИСОЕДИНЕНИЕМ
ДОПОЛНИТЕЛЬНЫХ ПОЛОСТЕЙ

Дополнительные полости выполняют постоянного или переменного
объема и располагают либо непосредственно в цилиндре, либо в отдель-
ных баллонах, соединенных с рабочей полостью цилиндра. Последова-
тельное присоединение к цилиндру отдельных полостей постоянного
объема дает ступенчатое регулирование производительности. Для осу-
ществления плавного регулирования применяют полости переменного
объема, выполняя их в виде вариаторов, т. е. аппаратов, состоящих из
цилиндра с поршнем, перестановкой которого можно изменять объем
присоединяемой полости.

Клапаны, сообщающие дополнительные полости с полостями цилин-
дров, открываются вручную, пневматически или гидравлическим путем.
В двухступенчатых компрессорах дополнительными полостями снаб-
жают обычно обе ступени. При большем числе ступеней встречаются
различные выполнения.

ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ

Влияние дополнительных полостей на всасываемый объем. Не прини-
мая пока в расчет тепловой коэффициент и полагая, что коэффициент
давления = 1, находим упрощенное выражение для всасываемого
объема

/ 1 \
vee = vh — Ум\еп — J,
которое получается непосредственно из формулы объемного коэффициента
(II.7) путем умножения ее членов на величину рабочего объема. Оно
показывает, что каждая единица объема мертвого пространства парали-
1

зует 8 п —I единиц рабочего объема цилиндра. Чем больше величина мерт-
вого пространства VM, тем, следовательно, меньше величина всасываемого
объема Vec. На этом основано регулирование производительности путем
присоединения к полости цилиндра дополнительных мертвых полостей.

На рис. Х.31, а показаны две индикаторные диаграммы, из которых
выполненная штриховыми линиями соответствует полной производитель-

Рис. Х.31. Влияние на индикаторную диаграмму дополнительной полости, присоединенной
к цилиндрам одинарного и двойного действия, при сохранении (а и б) и снижении (в и г)
давления нагнетания

ности, а выполненная сплошными линиями — частичной, обусловленной
присоединением к цилиндру дополнительной полости Vd. Как видно,
при этом всасываемый объем уменьшается на величину парализуемого
объема Vn.d.

Несколько сложнее обстоит дело, когда одновременно с присоеди-
нением дополнительной полости изменяется отношение давлений. В этом
случае объем, парализованный основным мертвым пространством ци-
линдра Vn,Mf также изменяется от

до

Уп.м=Ум\?п -1

где е' — новое отношение давлений, вследствие чего объем дополнитель-
ной полости, как это видно из рис. Х.31, в, приходится определять так,
чтобы кроме требуемого уменьшения всасываемого объема компенсиро-
вать и изменение Vn.M.
Если дополнительную полость присоединяют только к одной из по-
лостей цилиндра двойного действия, причем отношение давлений остается
прежним, индикаторная диаграмма другой полости не меняется. Если же
одновременно с присоединением дополнительной полости изменяется и
отношение давлений, индикаторные диаграммы из вида 1 (рис. Х.31,г)
приходят к виду 3 (диаграмма 2 на том же рисунке соответствует случаю
уменьшения отношения давлений без присоединения дополнительной поло-
сти). При этом для уменьшения объема Vec, всасываемого суммарно обеими
полостями цилиндра, до величины Увс требуется присоединить допол-
нительную полость такой величины, чтобы объем, ею парализованный,
был равен

V я = (V — V' ) 4- (V — V ) 4- (V — V ).
п. д увс вс) • \ n. Mi п. м^ • у п. мг w п. мг)

Пока одна из полостей не окажется парализованной полностью, обе
полости ступени связаны одинаковыми давлениями всасывания и нагне-
тания.

Диаграмма 2 на рис. Х.31, б показывает полную парализованность
одной из полостей ступени вследствие присоединения к ней дополнитель-
ного объема. Присоединение еще большего дополнительного объема при-
вело бы ее диаграмму к виду 3, но не отразилось бы на диаграмме второй
полости.

Определение объема дополнительных полостей. Объем всасываемого
ступенью газа, отнесенный к условиям в цилиндре, пропорционален
объемному коэффициенту

где

/ 1 \
Ко = 1— а\е" — 1J.

Для того чтобы уменьшить массовую производительность ступени
в заданном отношении, необходимо присоединить к ней дополнительную
полость такого объема, чтобы новый объемный коэффициент был равен

=	(Х.6)

где а — относительная производительность; р и р' — первоначальная
и новая плотности всасываемого газа; и А/ — первоначальный и
новый тепловые коэффициенты, зависящие от величины отношения дав-
лений е.

При неизменных давлениях всасывания и нагнетания можно считать,
что р' = р и Ау = Аг, тогда

Аод = <гАр.	(Х.7)

Регулирование производительности сопровождается изменением ве-
личины коэффициента давления Ар и утечек Для упрощения дальней-
ших выводов их изменения учитывать не будем, так как возникающая
при этом погрешность весьма мала.

В общем случае, когда вследствие присоединения дополнительной
полости изменяется отношение давлений, а показатели политроп расши-
рения газа из основного и дополнительного мертвых пространств неоди-
наковы, объемный коэффициент принимает значение

/ — \ 1 \ { 1 \

I rt I I «1 I	I «1 I

Ард = 1—(Це — Ч—ад\е’ — а<Д8 —1л
/ 1 \

где h'v = 1 — als'n — 1J — объемный коэффициент при относительном
мертвом пространстве а, но при новом отношении давлений в'; ад — от-
носительный объем дополнительной полости; — показатель политропы
расширения газа из дополнительной полости.

Из полученного выражения относительный объем дополнительной
полости равен

— 1 •

Подставляем значение %од из выражения (Х.6), причем, предполагая
температуру всасывания неизменной, заменяем отношение плотностей
отношением первоначального давления всасывания рвс к новому р'вс
и получаем

Л  	Рвс \

ад —	1	9

или, умножив обе части равенства на Vhi находим

Рвс 

(Х.8)

Если давление всасывания не изменяется, то

К а ^0

Лт

(Х.9)

Наконец, если и отношение давлений не изменяется, т. е. s' = 8 и,
следовательно, X' = Хо и X' = Хг, что встречается часто, то

vd = vh .	(Х.ю)

8	—- 1

Показатель политропы расширения зависит от охлаждения ци-
линдра и дополнительной полости и на ступенях низкого давления может
принимать значения от 1,2 до 1,4. При охлаждении дополнительных
полостей, которое нежелательно, он может оказаться выше показателя
адиабаты. На ступенях высокого давления, где теплообмен между расши-
ряющимся газом и стенками цилиндра проявляется слабее, показатель
политропы расширения всегда близок к показателю адиабаты.

Дополнительные полости, имеющие охлаждение, должны обладать
большим объемом, чем неохлаждаемые. При охлаждении полостей сни-
жается экономичность цикла. Наиболее интенсивная передача тепла
происходит в присоединяющем вентиле и в горловой части баллона допол-
нительной полости.

Определяя величины дополнительных объемов для ступеней высокого
давления, необходимо принимать во внимание отклонения сжимаемости
реального газа от идеального.
Для этого случая объемный коэффициент, согласно формуле (II. 10),
равен

(1 \
ф-8 kr — 1 ,

где Zec и L — коэффициенты сжимаемости газа соответственно при дав-
лениях и температурах всасывания и нагнетания; kT — температурный
показатель адиабаты реального газа.

После присоединения дополнительной полости

(1 \

&' т — 11 — объемный коэффициент при прежнем зна-
/

чении а, но при новом отношении давлений &'.

Из полученного выражения

„ __

, 1 *

^>вС ,	1

—— 8 ' — I

В общем случае при изменении производительности компрессора изме-
няются и давления. Тогда

1	Л- ^вС

Луд — О -х---• •

ЬвС

и объем дополнительной полости

__ ^>вС
и

vd = vh----------

рвс \

Г7"

Рвс *^т

Рвс t

Рвс

(Х.И)

^-s'kT - 1

Если же давления всасывания и нагнетания не изменяются, то
vd = Vh —.	(X. 12)

4^8 *Г -I

Каждая единица объема дополнительной полости парализует одну
и ту же долю рабочего объема цилиндра. В случае цилиндра двойного
действия на общее уменьшение производительности ступени влияет сум-
марная величина дополнительных объемов, присоединяемых к обеим
полостям цилиндра, причем совершенно безразлично, какая доля объема
будет присоединена к одной из них и какая — к другой. Дополнительный
объем может быть целиком присоединен только к одной из полостей
цилиндра, разумеется, если он не превосходит предельного значения,
при котором эта полость оказывается полностью парализованной.

Перераспределение давлений в многоступенчатом компрессоре при
регулировании. Производительность многоступенчатого компрессора опре-
деляется только / ступенью. В теоретическом компрессоре, у которого
мертвые пространства отсутствуют, уменьшение производительности
можно достигнуть присоединением дополнительной полости лишь к I сту-
пени. Присоединение дополнительной полости к промежуточной или к по-
следней ступени повлечет за собой только перераспределение сжатия.

Эта простая схема в действительности усложняется из-за наличия
мертвых пространств в цилиндрах. Изменение отношения давлений,
возникшее в одной из ступеней, вызывает вследствие влияния мертвого
пространства изменение объемного коэффициента этой ступени, что отра-
жается последовательно на давлениях всех предыдущих ступеней и дохо-
дит, несмотря на затухание, до I ступени, где сказывается, хотя и незна-
чительно, на величине всасываемого объема, а следовательно, и на произ-
водительности компрессора.

Чтобы упростить анализ явлений, происходящих в многоступенчатом
компрессоре при регулировании присоединением дополнительных поло-
стей, рассмотрим сначала теоретический компрессор.

При отсутствии мертвых пространств объемный коэффициент всех
ступеней равен единице. Величина его после присоединения дополнитель-
ной полости уменьшится лишь в той ступени, к которой эта полость при-
соединена.

Рассмотрим случай, когда дополнительная полость присоединена
к I ступени и относительная производительность компрессора уменьши-
лась при регулировании до значения о. Объемы, засасываемые осталь-
ными ступенями, при этом не изменяются, а следовательно, все промежу-
точные давления по ступеням уменьшаются пропорционально относитель-
ной производительности компрессора о. Неизменными остаются лишь
давления всасывания I ступени и нагнетания последней, определяемые
внешними, не зависящими от компрессора условиями.

Отношение давлений в I ступени снижается пропорционально произ-
водительности, во всех промежуточных ступенях оно сохраняется неиз-
менным, а в последней ступени, напротив, возрастает, изменяясь обратно
пропорционально снижению отношения давлений в I ступени. Произве-
дение всех отношений давлений 8К, т. е. отношение конечного давления
в компрессоре к начальному, очевидно, остается неизменным.

На рис. Х.32, а штриховыми линиями показаны индикаторные диа-
граммы теоретического трехступенчатого компрессора при нормальной
его работе; сплошными линиями — после присоединения к / ступени
дополнительной полости. Для наглядности принято уменьшение произ-
водительности в два раза, т. е. о = 0,5.

Чем больше снижение производительности, тем сильнее снижается
отношение давлений в I ступени и менее эффективно действие присоеди-
ненного к ней объема. Поэтому для регулирования в широких пределах
требуется присоединять к цилиндру большие емкости.

Когда дополнительная полость присоединена только к одной из про-
межуточных ступеней, всасываемый ступенью объем уменьшается, но
на массовую производительность ступени или компрессора в целом это
не оказывает влияния.

Давление всасывания такой ступени возрастает обратно пропорцио-
нально уменьшению всасываемого объема, в том же отношении увели-
чивается давление нагнетания предыдущей ступени, все остальные давле-
ния не изменяются. Отношение давлений в ступени с дополнительным
566
a)

б)

Рис. Х.32. Изменение теоретических диаграмм многоступенчатого гкомпрессора,
вызванное присоединением дополнительной полости: а — к / ступени; б — к про-
межуточной; в — к / и к последней; г — ко всем ступеням
объемом снижается пропорционально уменьшению всасываемого объема,
а в ступени, ей предшествующей, изменяется в обратном отношении,
т. е. соответственно возрастает.

Пример» Пятиступенчатый компрессор выполнен с расчетом, что часть сжимаемого
им воздуха отбирается после II ступени при давлении 0,6 Мн!м2. Остаток сжимается в сле-
дующих ступенях. Требуется обеспечить возможность повышения давления межступен-
чатого отбора до 0,7 Мн/м2 без изменения массы отводимого воздуха, для чего у III ступени
предусмотрена дополнительная полость.

Определить объем дополнительной полости, если известно, что рабочий объем III сту-
пени Vh3 = 0,0446 м3, мертвое пространство а3 == 10% и отношение давлений при давлении
отбора 0,6 Мн!м2 83 = 3,48. Значения показателей политроны расширения: п=1,3
и пг — 1,4.

Решение. Отношение давлений при повышенном давлении отбора

е' = е3 = 3,48	= 2,98.

3	3 р ’0,7

г'вС

Уменьшение объема, всасываемого III ступенью, определяется при условии, что с по-
вышением давления с 0,6 до 0,7 Мн!м3 производительность последних трех ступеней оста-
лась прежней, следовательно, а = 1.

Объем дополнйтельной полости определяем по формуле (Х.8)

Рвс

V дз = V h3	I '	?

8,_^—1

где	1	1

Хо= 1 —а (е"'Г— 1) = 1 — 0,1 (3,48^ — 1) =0,839;

А,'= 1 —а(8'~— 1) = 1—0,1 С.Эв^3 — 1) =0,868.

Величины = 0,955 и к'т — 0,960 находим по графику рис. 11.10 при г — 3,48 и
8' = 2,98.

Подставляя найденные значения, получим

0,868- 1.^.-^||-0,839

У 53 = 0,0446-------J-JVMiO------= 0>00574 лз

2,98114 — 1

Хотя III ступень — двойного действия, но вследствие того, что дополнительная по-
лость относительно невелика, она полностью присоединена к задней полости ступени.

На рис. Х.32, б сплошными линиями показаны индикаторные диа-
граммы четырехступенчатого теоретического компрессора после присо-
единения дополнительной полости к III ступени, штриховыми линиями —
до ее присоединения. Диаграммы показывают, что единственным резуль-
татом этого присоединения , явилось повышение давления между II и
III ступенями.

Присоединение дополнительной полости к последней ступени компрес-
сора дает эффект, аналогичный предыдущему. Так, если на рис. Х.32, б
не принимать во внимание последнюю диаграмму, то первые три можно
рассматривать, как соответствующие трехступенчатому компрессору с до-
полнительной полостью, присоединенной к последней ступени. Влияние
ее сказывается лишь на диаграммах двух последних ступеней, причем
в последней ступени отношение давлений снижается, а в предпоследней —
возрастает.

Итак, присоединение дополнительной полости к промежуточной или
последней ступени может повысить давление между ней и предыдущей
ступенью, что иногда требуется в случае межступенчатого отбора газа.
Если компрессор должен временами подавать газ при давлении выше
нормального, можно присоединять дополнительную полость к последней
ступени, снижая в ней отношение давлений и перекладывая таким обра-
зом часть дополнительной работы сжатия на предыдущую ступень.

Присоединением дополнительной полости к одной только / ступени
нельзя регулировать производительность в широких пределах, так как
при этом в последней ступени значительно возрастает отношение давле-
ний, вследствие чего в ней могут возникнуть недопустимо высокие тем-
пературы. Поэтому в случаях, когда такое регулирование необходимо,
дополнительной полостью снабжают первую и последнюю ступени. Вели-
чину дополнительной полости, присоединяемой к последней ступени,
обычно выбирают с таким расчетом, чтобы получить равное повышение
отношения давлений в последней и в предпоследней ступенях. В этом
случае после присоединения дополнительной полости к / ступени отно-
шение давлений в ней снизится до части о от прежнего, а на каждой из
последних двух ступеней, компенсируя это понижение, возрастет против
нормального в -~=- раз.

Картина перераспределения давлений при такой схеме регулирования
показана на рис. Х.32, в, где изображены индикаторные диаграммы теоре-
тического четырехступенчатого компрессора, штриховыми линиями —
при полной производительности, сплошными — после присоединения до-
полнительных полостей к I и IV ступеням. Пунктиром показано изменение
индикаторных диаграмм /// и IV ступеней в том случае, когда дополни-
тельный объем к IV ступени не присоединяется.

Часто регулирование производительности требуется осуществить
в столь широких пределах, что при описанной схеме на последних двух
ступенях получилось бы недопустимое повышение температур. Кроме того,
перераспределение давлений в ступенях может очень вредно повлиять
на уравненность поршневых сил компрессора и увеличить неравномер-
ность его вращения.

Присоединением дополнительных полостей ко всем ступеням компрес-
сора можно расширить пределы регулирования. Индикаторные диаграммы,
соответствующие этому случаю, показаны на рис. X. 32, г. Дополнитель-
ные объемы при этом выбирают такими, чтобы уменьшение всасываемых
объемов было одинаковым во всех ступенях, вследствие чего все проме-
жуточные давления остаются неизменными. При регулировании присое-
динением дополнительных полостей ко всем ступеням можно достигнуть
снижения производительности компрессора до нуля без нарушения урав-
ненности поршневых сил.

Все сказанное относилось к теоретическому компрессору, не имеющему
мертвых пространств в цилиндрах. Рассмотрим теперь действительный
компрессор, к I ступени которого присоединена дополнительная полость.
Как уже было выяснено, одновременно с уменьшением производительности
компрессора снизится отношение давлений в / ступени и возрастет в по-
следней. В результате этого в последней ступени произойдет уменьшение
объемного коэффициента и сокращение всасываемого объема. В пред-
последней ступени несколько возрастет давление нагнетания и также
повысится отношение давлений и сократится всасываемый ступенью объем
и т. д. Таким образом, вследствие влияния постоянных мертвых про-
странств в цилиндрах во всех ступенях компрессора, кроме последней,
произойдет возвратное увеличение отношения давлений, весьма быстро
затухающее при распространении от исходной последней ступени к первой.
Чем больше в компрессоре ступеней и чем меньше относительные вели-
чины их мертвых пространств, тем меньше увеличение отношения
давлений на / ступени. Напротив, в двухступенчатом компрессоре оно
может быть значительным и, если не учесть его при расчете, то объем
дополнительной полости на I ступени получится больше необходимого.

Возвратное увеличение отношения давлений получается и тогда, когда
дополнительная полость присоединена не к /, а к промежуточной или
к последней ступени компрессора.

Таким образом, присоединение дополнительной полости к любой про-
межуточной или к последней ступени сказывается на производительности
компрессора, однако при малых объемах мертвых пространств в сравни-

Рис. Х.ЗЗ. Индикаторные диаграммы четырехступенчатого компрессора
при регулировании дополнительными полостями на 1 и IV ступенях

тельно небольшой мере. Чем к более высокой ступени присоединена
дополнительная полость, тем меньше ее влияние на производительность
компрессора.

На рис. Х.ЗЗ приведены индикаторные диаграммы четырехступенча-
того компрессора, производительность которого регулируется дополни-
тельными полостями, присоединяемыми к I и IV ступеням. Диаграммы 1
характеризуют перераспределение давлений при постепенном изменении
объема дополнительной полости, присоединенной к / ступени; диаграммы 2
показывают изменение картины сжатия до и после присоединения допол-
нительной полости к IV ступени; диаграммы 3 соответствуют нормальной
работе и регулированию с присоединением обеих дополнительных полостей.

Исследование показывает, что при равенстве относительных мертвых
пространств в ступенях изменение всасываемых объемов вследствие воз-
вратного перераспределения сжатия сокращается от высших ступеней
к низшим, приблизительно следуя геометрической прогрессии. Этим
объясняется, почему присоединение дополнительной полости к последней
ступени не вызывает при большом числе ступеней заметного уменьшения
всасываемого объема I ступени.
Практически возвратное уменьшение всасываемых объемов проще
всего определить способом последовательных приближений. Для этого,
не принимая во внимание возвратного перераспределения сжатия, нужно
вычислить теоретические давления по ступеням после присоединения
дополнительных полостей. В ступени, где возникает исходное повышение
отношения давлений, уменьшается величина всасываемого объема. Но, так
как эта ступень должна принять весь газ, подаваемый предыдущей сту-
пенью, то давление всасывания в ней возрастает

Рвс= -^-Рвс.

Вследствие повышения давления всасывания отношение давлений при-
мет также новое значение в". Ему будет соответствовать новое значение V
новое р‘вс и т. д.

Первое теоретическое значение давления всасывания р’вс меньше истин-
ного, второе р"вс — больше, третье — снова меньше истинного, но уже
ближе к нему и т. д., т. е. каждое последующее значение будет ближе
к истинному. Разность значений сокращается быстро, и двух-трех пере-
счетов обычно бывает достаточно для получения практически точного
результата.

Можно считать, что давление нагнетания предыдущей ступени изме-
няется при регулировании пропорционально давлению всасывания сле-
дующей ступени. Его легко найти, умножив приближенное давление
нагнетания на отношение уточненного давления всасывания в следующей
ступени к приближенному. Затем делением уточненного давления нагне-
тания на взятое из таблицы давление всасывания определяем в". Далее
получаем новое значение объемного коэффициента, исходя из которого
определяем новое давление всасывания рвс. Если интервал между р’вс
и рвс окажется большим, делаем новый пересчет. Просчитывая так в об-
ратной последовательности все ступени, доходим до первой. Давление
всасывания ее остается постоянным. Поэтому после определения нового
отношения давлений вычисляем для нее величину объема дополнительной
полости, если она должна быть присоединена к / ступени.

В результате пересчета получаем уточненные давления и, если допол-
нительная полость присоединяется не к / ступени, находим также дейст-
вительную производительность компрессора с учетом возвратного умень-
шения всасываемых объемов. Для большей точности пересчета все уточ-
ненные промежуточные давления должны быть понижены вновь пропор-
ционально возвратному уменьшению всасываемого объема I ступени.

Уточненные промежуточные давления могут быть получены также
графическим способом, который описан в гл. III, п. 9.

Возвратное перераспределение сжатия при регулировании произво-
дительности многоступенчатых компрессоров позволяет расширить пре-
делы регулирования, не прибегая к усложнению машины. В случае при-
соединения дополнительной полости только к / ступени на этой ступени,
как уже было отмечено, значительно уменьшается отношение давлений.
Поэтому для достижения нужного снижения производительности во мно-
гих случаях приходится предусматривать дополнительные полости некон-
структивно большого объема. Но при большом мертвом пространстве
у / ступени уменьшения объема газа, всасываемого компрессором, можно
достигнуть, присоединив дополнительную полость уже не к /, а ко // сту-
пени, притом объем присоединяемой полости уже не должен быть боль-
шим. Этим обстоятельством можно воспользоваться как при плавном

регулировании производительности, так и при ступенчатом — путем после-
довательного присоединения дополнительных полостей поочередно к I
и II ступеням компрессора. После присоединения одной или нескольких
дополнительных полостей к цилиндру I ступени, следующая ступень регу-
лирования осуществляется присоединением дополнительной полости к ци-
линдру II ступени. Тогда у этой ступени повышается давление всасыва-
ния, а у I ступени возрастет давление нагнетания и вследствие повышения
там отношения давлений достигается очередное снижение производи-
тельности.1

Чередуя последовательно присоединение дополнительных полостей то
к /, то ко II ступеням компрессора, можно расширить пределы регули-
рования, не прибегая к устройству дополнительных полостей чрезмерно
большого объема. Присоединяемые объемы нетрудно выбрать такими,
чтобы присоединение каждого из них как к /, так и ко II ступеням сопро-
вождалось последовательным снижением производительности на одина-
ковую величину.

Во многих случаях вследствие уменьшения объемов дополнительных
полостей представляется возможность разместить эти полости в крышках
цилиндров. Предусматривая, например, четыре полости в крышке ци-
линдра I ступени и две полости в крышке цилиндра II ступени, можно
осуществить шестиступенчатое регулирование с включением двух поло-
стей I ступени, одной II ступени и затем снова двух I и одной II ступени.
Последовательное изменение индикаторных диаграмм I и II ступеней
многоступенчатого компрессора при таком шестиступенчатом регулирова-
нии производительности показано на рис. Х.34.

При поочередном присоединении дополнительных полостей к I и II
ступеням многоступенчатого компрессора достигается более равномерное
распределение сжатия между ними, чем в случае присоединения только
к I ступени, а это благоприятно не только с точки зрения затраты энергии,
но и динамики компрессора.

ПОТЕРЯ ЭНЕРГИИ В КЛАПАНЕ ДОПОЛНИТЕЛЬНОЙ ПОЛОСТИ

Перетекание газа в дополнительную полость происходит в период
сжатия и прекращается с открытием нагнетательного клапана. При нагне-
тании газ остается в дополнительной полости, в период же расширения
он возвращается в полость цилиндра. Выход газа из дополнительной
полости прекращается с открытием всасывающего клапана.

Дросселирование газа в клапане создает разность давлений в допол-
нительной полости и в полости цилиндра. Но сравнительно с абсолютным
давлением в цилиндре эта разность обычно мала. Предлагаемый здесь
способ расчета потерь энергии в клапане дополнительной полости основан
на допущении, что в полости цилиндра и в дополнительной полости плот-
ности газа одинаковы.

Обозначим: Vd — объем дополнительной полости, м3', VM — объем
мертвого пространства в цилиндре, м3\ S — путь, пройденный поршнем, м\
V — переменный объем цилиндра, описанный поршнем на пути S, м3\
F — площадь поршня, м2\Ф1 = аКЛ1?кл и Ф2 = UkaJka — эквивалентные
площади клапана, соответственно при течении газа из цилиндра в допол-
нительную полость (процесс сжатия) и обратно (процесс расширения), л/2;
аО1 и аО2 — коэффициенты расхода клапана при течении газа в тех же
направлениях; [кл — проходное сечение клапана, л2.

1 Ступенчатое регулирование поочередным присоединением дополнительных полостей

по такому принципу, предложенному автором, нашло применение в ряде конструкций ком-

прессоров, разработанных в ЛенНИИхиммаше.
Элементарному перемещению поршня dS соответствует приращение
объема цилиндра dV (рис. Х.35, а). При этом газ, замкнутый в объемах
цилиндра V, мертвого пространства VM и в дополнительной полости Vd,
сжимается или расширяется в зависимости от направления движения
поршня, а в дополнительную полость поступает (или уходит из нее) эле-
ментарный объем dVg, определяемый выражением

=	(ХЛЗ)

Рис. Х.35. Приращение объемов
газа в цилиндре и дополнитель-
ной полости (а) и кривые потери
давления в присоединяющем
клапане (б)

Учитывая, что

dVd = Фскл dt и dV = Fc dt,

где скл — мгновенная условная (отнесенная к площади Ф) скорость газа
в присоединяющем клапане, м/сек*, с — мгновенная скорость поршня,
м/сек, находим

Скл

'Л ___
~ ф у + Ул + vz

(Х.14)

Значение с определяется зависимостью

с = 2лгп ( sin <р + sin ) >

где г — радиус кривошипа, м; п — частота вращения компрессора, сек-1;

<р — угол поворота кривошипа, отсчитываемый от внутренней мертвой
точки (кривошип обращен к цилиндру).

Обозначим далее а = и ад =	— относительные объемы основ-

* ft	V h

ного и дополнительного мертвых пространств; а% = а + ад — суммарный
относительный объем мертвого пространства; Vh = 2rF — рабочий объем
цилиндра, м3*, v — относительная часть рабочего объема цилиндра.

Для полости цилиндра со стороны задней крышки

v =	£(1 —cos ф) + -j- (1 —СО8 2ф)^ ;

для полости цилиндра со стороны вала

v = 1---[(1 — cos ф) +	(1 — cos 2ф)^ .
Преобразуя выражение (Х.14) с учетом зависимости для с и принятых

обозначений, получим

•	_ nnVd

скл~ ф

sin <р + -g- sin 2q>

(X.15)

Скорость скл определяет мгновенную потерю давления Др, возникаю-
щую в клапане дополнительной полости. По формуле для несжимаемой
жидкости, которая при относительно малых перепадах давлений приме-
нима и для газов,

с2

Р,	(Х.16)

где р — плотность протекающего газа, кг/м3.

В процессе сжатия плотность газа повышается, причем рост ее неза-
висимо от показателя политропы сжатия обратно пропорционален умень-
шению объема цилиндра. Следовательно, при начальной плотности газа pj
переменная плотность в процессе сжатия

1 4- dy

Рсж = Pl V +	*	(Х.17)

Для вывода зависимости, определяющей плотность газа в процессе
расширения, проведем на индикаторной диаграмме вертикаль, соответ-
ствующую произвольному положению поршня, и найдем точки ее пере-
сечения с кривыми сжатия и расширения (или с продолжением этих кри-
вых). Поскольку объем цилиндра одинаков, плотности газа в этих точках
относятся друг к другу как массы газа, заключенного в цилиндре при
сжатии и расширении, или, если допустить, что температура газа при
нагнетании не снижается, они относятся как объемы газа в начале и конце
нагнетания. При адиабатическом сжатии

____	___aze *

Ppacui Рсж	i Рсж j ’

(1	Л2) 8 k

ИЛИ

1
k

Ppacui = Pl v _i_ а >	(X. 18)

* Zd

где e = —-----отношение давлений; k — показатель адиабаты. Итак,

Рвс

потеря давления Др, определяемая с учетом зависимостей (Х.15), (Х.17)
и (Х.18), равна:

в процессе сжатия

Дрсас=Р1(-^-)2(Ц-а2)^;	(Х.19)

в процессе расширения

ЬРрасш =	(-ф^-)2 и,	(Х.20)

где функция

Ла I sm q> + -s- sin 2<р )

U = V 2 ----------------L	(Х.21)

2(v + a2)3	4

одинакова для сжатия и расширения.
Если дополнительная полость так велика, что происходит полное
прекращение всасывания, потери давления в процессах сжатия и расши-
рения одинаковы или, точнее говоря, изображаются симметрично распо-
ложенными кривыми. При меньшей же дополнительной полости, пред-
назначенной для частичного сокращения всасывания, потери описываются
различными кривыми, обрывающимися в точках окончания сжатия и рас-
ширения. На рис. Х.35, б показаны кривые потери давления при ступен-
чатом регулировании производительности присоединением к полости
цилиндра со стороны крышки двух дополнительных полостей равного
объема. График построен для условий приведенного ниже примера —
присоединение одной полости снижает объем всасывания до 80%, двух
полостей — до 60% нормального. Кривые 1 и 2 определяют потери давле-
ния в первом и во втором случаях. Значения Лр указаны в зависимости
от хода поршня, но поршень воспринимает лишь некоторую часть потери
576
давления в присоединяющих клапанах, следовательно, площадь, огра-
ниченная кривыми, не выражает потери работы.

Функция {/, определяющая зависимость потери давления от значе-
ний ф и а^9 представлена на графиках рис. Х.36, а и б для полостей
цилиндра со стороны крышки и вала.

Элементарная работа dL, затрачиваемая на проталкивание газа через
клапан дополнительной полости, определяется выражением

dL = ДрФскл dt.

и

Выражая элементарное время через at = —, где со — угловая ско-
рость вращения вала компрессора (рад!сек), получаем
dL = -1. АрФсклЛр.

19 М. И. Френкель

577
Интегрируя полученное выражение, находим работу, затрачиваемую
в клапане дополнительной полости в процессах сжатия или расширения

AL = -£f Ap4,dq>.	(Х.22)

Ф1

Пользуясь формулами (Х.19) и (Х.20) для значения Др, (Х.15) для
скл и учитывая, что со = 2лл, находим:
для процесса сжатия

&LCM = Pi	)М (1 + ц2) DCM-	(Х.23)

для процесса расширения

kLpaau = Р1 ('ф^') VdO-sfi k Врасш,	(Х.24)

где

2 ( ( sin q> + -s- sin 2ф )

D = <х-25>

<Р1

Величины DCOfC и Dpaau выражают значения функции D при углах ф2,
соответствующих концу сжатия и расширения.

Зависимость D от и ф2 для полостей цилиндра со стороны крышки
и вала представлена графиками рис. Х.37, а и б. Для удобства отсчета
на графиках нанесены также значения $2 — положения поршня, соответ-
ствующие углам ф2. Значения s2 для полости цилиндра со стороны крышки
равны:

в конце сжатия	S2==l±g	а2;	(Х.26)  e'V
в конце расширения	s2 = as(8^-l).	(Х.27)

Для полости цилиндра со стороны вала s2 = 1 — «2, причем значе-
ния s2 также вычисляются по формулам (Х.26) и (Х.27).

Отношения давлений е' = (1 + 6нп1ах) 8 и е" = (1 + 6асшах) е
учитывают дополнительное сжатие и расширение газа при открывании
нагнетательного и всасывающего клапанов, причем 6wmax определяет
наибольшую относительную потерю давления при нагнетании (в точке С
на индикаторной диаграмме рис. VI.8), а 6в£?тах— при всасывании
(в точке с). Приближенно 6wmax = 2xw и 6асгаах = 2хвс, где х„ и квс —
относительные потери давления по безразмерным диаграммам (рис. VI.4
и VI.5) в момент начала открывания клапанов, т. е. при положениях
поршня, найденных по отношению номинальных давлений е.

Показатели политропы конечных параметров пс и п приближенно
могут быть приняты пс = п = k.

В случае реальных газов, значительно отклоняющихся в сжимаемости
1 1

от идеальных, в формуле (Х.26) s'заменяется на	и в фор-

ън
—	t —

муле (X.27) е"я заменяется на -^-е"я , где |вс и — коэффициенты
сжимаемости при температурах и давлениях всасывания и нагнетания.

Работа Д£кл. d (дж), теряемая за цикл в клапане дополнительной
полости, равна сумме потерь при сжатии и расширении

(1 \

4Н	.	(Х.28)

<1*1	ч?2	J

Положим для простоты расчета, что коэффициенты расхода одинаковы
независимо от направления потока газа в дополнительную полость и об-
ратно (ах == а2 = cl) и, следовательно, эквивалентная площадь клапана
остается неизменной (Фх = Ф2 = ф). Допустим также, что поток газа
через клапан прекращается в моменты достижения номинальных давле-
ний нагнетания и всасывания, причем, избегая вытекающей отсюда
погрешности, введем поправочный коэффициент 6С. При таких условиях
выражение (Х.28) получает вид

A^.a = 6cP1(^)VdG,	(Х.29)

где

1

G = (1 {дСж "4“ ^2$ k ppacui*

Процессы сжатия и расширения условимся считать адиабатическими,
тогда G = G (k, as, s), т. е. при заданных значениях k и величина G
представляет функцию от отношения давлений 8.

Коэффициент бс = 1,14-1,25, причем верхние значения следует выби-
рать при больших потерях давления во всасывающих и нагнетательных
клапанах, большей массе подвижных элементов этих клапанов и в случае
длинных трубопроводов, если нет буферных емкостей. При прямоточных
клапанах и буферных емкостях у цилиндра 6С=1,1. Коэффициент 6С выше
при условии, что нагнетание или всасывание начинаются близ середины
хода поршня, но при нулевой производительности, когда всасывания
и нагнетания не происходит, 8С = 1.

Пользуясь зависимостью для скорости распространения звука в газе

сзв= VkRT = V~k^> =

* р
определяем начальную плотность газа в виде

где рвс — номинальное давление всасывания, яЛи2; c36i — скорость звука
в начале сжатия (приближенно — в условиях всасывания), м/сек.

Учитывая, что Vh = SF, преобразуем выражение в правой части фор-
мулы (Х.29)

= 4 (as» 4-)’4fs.

Введем 2Sn = сср, где сср — средняя скорость поршня, и обозначим

F _

Сср ф скл. д'
Рис. Х.37. График функции D для полостей цилиндра:

Здесь скл, д — условная средняя скорость газа в клапане дополнительной
полости (соответствует условию свободного перетекания газа при Va=oo).

После подстановки полученных выражений формула (Х.29) приво-
дится к виду

ДЛКЛ. g = 8ckM2da3dGpacFS,	(Х.ЗО)

где Мд = --------условный критерий скорости потока в клапане допол-

С3в1

нительной полости, определяемый по значению скорости звука в начале
сжатия.
a — со стороны крышки; б — со стороны вала

Работа, теряемая в клапане дополнительной полости, переходит в тепло,
которое в конечном счете почти целиком сообщается всасываемому газу.
Поэтому к прямой потере работы Д£кл, й, определяемой по формулам
(X.29) или (Х.ЗО), добавляется косвенная потеря &LH0M.d, вызываемая
нагревом и увеличением объема поступившего газа. По аналогии с фор-
мулой (VI.53), выражающей косвенную потерю энергии во всасы-
вающем клапане цилиндра, находим для клапана дополнительной
полости

-1)&Ькл.д.	(Х.31)

fe-1
8 k

ДД
Полная потеря работы, вызываемая сопротивлением клапана допол-
нительной полости,

1

&Lka. д в

(Х.32)

С приближением объемного коэффициента к нулю уменьшается коли-
чество тепла, принимаемого всасываемым газом, но более сильно прояв-
ляется теплообмен со стенками цилиндра, который тоже вызывает потерю
индикаторной работы. Суммарная же величина добавочных потерь близка
значению &LH0M.d по формуле (Х.31). На этом основании считаем, что
выражение (Х.32) справедливо при любом снижении производительности.
Заменив в формуле (Х.32) величину &ЬКЛ,д ее выражением из (Х.ЗО)

1 —-

и обозначив у е ‘ G = Е, находим

&ЬКЛ. д = SJiMfy^dEpecFS.

(Х.ЗЗ)

Функция Е зависит только от k, as и е. Она представлена на рис. Х.38,
а и б графиками, построенными для дополнительной полости, располо-
женной на цилиндре со стороны крышки или со стороны вала.

Потере работы ДЕ'кл.з соответствует потеря мощности (вт)

кл. д — КА. дП.
Подставляя значение Д£кЛ.а из формулы (Х.ЗЗ), находим

д = №M2da3dEpecFsn.	(Х.34)

Для ограничения потери мощности в клапане дополнительной полости
следует руководствоваться формулой

ДЛГкл.д<id,o - к РД NnoA,	(Х.35)

где idi0 = 0,02-4-0,07 — относительная потеря, допустимая в клапанах
дополнительной полости при сокращении всасывания до нуля; и —
объемные коэффициенты до и после присоединения дополнительной по-
лости; Nn0Jl — индикаторная мощность в полости цилиндра при выклю-
ченной дополнитёльной полости. Большие значения потерь допускают
при отношениях давлений е 2 и сжатии газов, имеющих сравнительно
высокую плотность, равную или большую плотности воздуха, а также
при условии, что в эксплуатации компрессор не должен длительно рабо-
тать с включенной дополнительной полостью.

При постоянном давлении всасывания формула (Х.35) упрощается

кл. д ^д, о (1 &пол) NП0л,	(X .35 )

где апол — относительная производительность у полости цилиндра при
регулировании. Для вычисления эквивалентной площади Ф сначала по
формулам (Х.35) или (Х.35') определяется допустимое значение ДА/’/сл.^,
а затем по формуле (Х.34) находится Мд. Тогда

Проходное сечение клапана —f — Обычно а = 0,50-ь0,70. Для
уточнения а требуется произвести продувку клапана в двух направле-
ниях, установить значения аг и а2 и определить а = -?1 +а2 . При
известных 04 и а2 расчет можно выполнить точнее, пользуясь формулой
(Х.28).

При значительных отклонениях в сжимаемости реального газа расчет
потери энергии нужно вести с определением Е по условному отношению
давлений ==	где %вс и — коэффициенты сжимаемости реаль-

ного газа в условиях всасывания и нагнетания.

Если к рабочей полости цилиндра присоединяют несколько дополни-
тельных полостей, отличающихся объемом или размерами клапана, то
мощность &ЫКЛ'д9 теряемую в каждом клапане, следует вычислить
отдельно с учетом объема Vd, присоединяемого этим клапаном, а осталь-
ные дополнительные объемы рассматривать как части основного мертвого
пространства VM.

В поверочном расчете эквивалентная площадь клапана известна.
Расчет сводится к нахождению значения Мд9 определению по графику Е
и подстановке их значения в формулу (Х.34) для вычисления &NKAtd.

При недостаточном проходном сечении клапана или сужении его вслед-
ствие отложения нагара возможно значительное повышение температуры
нагнетания при регулировании производительности. Но, если клапан
имеет достаточное проходное сечение, наблюдается обратное — потеря
энергии мала, отвод же тепла через охлажденные стенки цилиндра с умень-
шением производительности проявляется сильнее и температура нагнета-
ния снижается.
Пример, Компрессор, предназначенный для перекачивания природного газа, выпол-
нен одноступенчатым шестицилиндровым, с двумя дополнительными полостями у каждого
из цилиндров, расположенными со стороны крышки. Относительная производительность
полости цилиндра при работе с одной присоединенной дополнительной полостью оП0Л =
= 0,8 и с двумя — оП0Л (2) = 0,6.

Данные по компрессору: площадь поршня со стороны крышки FK— 0,102 м2; S —
— 0,40 м; п— 6,25 селГ1; а = 0,35; относительный объем каждой дополнительной поло-
сти ад = 0,286. Клапаны компрессора — прямоточные; буферные емкости примыкают
к цилиндрам. Данные по газу: k — 1,3; R ~ 507 дж/(кг*град). Давления и температура:
Рвс == 3,05 Мн/м2; рн = 5,5 Мн/м2; Твс = 293° К. При полной производительности инди-
каторная мощность в каждой из рабочих полостей со стороны крышки NnoA — 392 кет. При
регулировании производительности давления всасывания и нагнетания не изменяются.

Определить эквивалентную площадь клапанов, присоединяющих дополнительные
полости, и возникающие в клапанах потери мощности.

Решение. Определяем допустимую потерю мощности в присоединяющих клапанах
при, условии, что включены обе дополнительные полости (?пол (2) — 0,6). Пользуясь форму-
лой (Х.35') и принимая ^,0= 0,04, находим

д (2) = h, О (1 — ° пол (21)	= 0,04 (1 - 0,6) 392 = 6,27 кет.

Из формулы (Х.34)

мд (2) = 1/" --- AyV^-^(2)-----=

() V ^d(2)E(2)PecFKSn

1/______________________6,27-103______________________

V 1,1 • 1,3 (2 • 0,286)3 • 0,70 • 3,05 • 10’ • 0,102 • 0,4 • 6,25 ~	’

р 5 5

где Е^) ~ 0,70, найдено по графику рис. Х.38, а при е =	• = 1,8и’а2(2)

= а + 2ад = 0,35 + 2- 0,286 = 0,922

сэв1 = V"kR7\c = V 1,3-507-293 = 440 -и/сек;

скл. д (2) = мд (2)сзв1 = 0,208-440 = 91,3 м/сек.

При средней скорости поршня сср = 2Sn — 2»0,4-6,25 — 5,0 м/сек эквивалентная
площадь каждого из двух клапанов, присоединяющих дополнительные полости, равна

Сср
гскл. д(2)

Ф

к л

Р«=='9^П0>102:=== 27»9-10”4 М*'
£ * «71,0

Коэффициент расхода клапана примем а = 0,55, тогда площадь его проходного сечения
f = — == 27,9'10 4 = 50,8-10"4 л2.

' а 0,55	_______

Диаметр клапана D = j/"0’0$05 м. Округляя, принимаем D =
= 80 мм.

При этом f = 50,3- IO"4 л2 и М'д (2) = Mg ,2) -£- = 0,208^	= 0,210.

‘	' /	0v,O • 1U

Отсюда новое значение

^кл. д (2) — ^КЛ. 3(2)	~ 6,27(о2О8) ~6,40кет.

\ О (Z) /	Xi/

Если включена лишь одна полость, значение условного критерия скорости потока
удваивается (Л4а (1) == 2Мд (2) ~ 2-0,210 = 0,420); при е = 1,8 и — 0,35 +
+ 0,286 = 0,636 имеем — 1,05. Тогда потеря мощности

^кл. д (1) “ ^ckMd (1)адЕ(1)РвсРкЗп =

= 1,1 • 1,3-0,4202• 0,286s• 1,05-3,05.10е 0,102 -0,4-6,25 = 4840 в/п = 4,84 кет.

Проверяя значение idt 0 при одной дополнительной полости, находим по формуле (Х.35')

^д, о

_	1 ^кл.дд)^ 1	4,84 ~

I Gпол (1) пол 1	0,8	392

что больше, чем при двух дополнительных полостях, но в пределах допустимого.
Полная потеря мощности суммарно в шести цилиндрах равна:

при работе с одной дополнительной полостью у каждого из цилиндров (апол = 0,8)
S ДЛГ«Л. д (1) = 6 дЛ^л. д (1) = 6-4,84 = 29,0 кет,

при работе с двумя дополнительными полостями (аЛоЛ — 0,6)

S ДЛкл. д (2) =6-6,40 = 38,4 кет.

На графике рис. Х.35,б, построенном для условия этого примера, кривые 1 и 2 показы-
вают потерю давления в клапанах одной и двух дополнительных полостей.

ИЗМЕНЕНИЕ ЭКОНОМИЧНОСТИ ПРИ РЕГУЛИРОВАНИИ
ПРИСОЕДИНЕНИЕМ ДОПОЛНИТЕЛЬНЫХ ПОЛОСТЕЙ

Затрачиваемая работа зависит от распределения сжатия между сту-
пенями. Эта зависимость была подробно рассмотрена в гл. III. Если пер-
воначальные отношения давлений равны и для регулирования, все сту-
пени многоступенчатого компрессора снабжены дополнительными поло-
стями такого объема, что уменьшение производительности не сопрово-
ждается изменением давлений, то номинальная индикаторная работа во
всех ступенях снижается пропорционально производительности. Во всех
других случаях сжатие между ступенями перераспределяется, вслед-
ствие чего уменьшение суммарной номинальной индикаторной работы
отстает от снижения производительности и удельный расход работы растет.

Теоретически увеличение удельной работы зависит от относительной
производительности при регулировании, от числа ступеней компрессора
и от средней величины отношения давлений в ступенях при полной про-
изводительности. На рис. Х.39, а представлена теоретическая зависимость
для случая, когда производительность регулируется присоединением
дополнительной полости только к / ступени, а на рис. Х.39, б — к /
и последней ступеням. Ординаты кривых дают значение рх — коэффи-'
циента, учитывающего влияние перераспределения сжатия. Как видно
из графиков, при снижении производительности в нешироких пределах
повышение удельной работы невелико. Например, при снижении произ-
водительности от 100 до 70% оно редко превышает 2%.

Действительное увеличение удельной работы выше теоретического
вследствие сопротивления в клапанах, присоединяющих дополнительные
полости, и снижения механического к. п. д. компрессора при неполной
производительности.

С учетом этих обстоятельств относительное увеличение удельной
работы р равно произведению

р = РхРгРз,
где р2 — коэффициент, учитывающий влияние потерь в клапанах, при-
соединяющих дополнительные полости,

причем &Nd = S &NKJb д — суммарная потеря мощности в присоеди-
няющих клапанах всех ступеней; о — относительная производительность
компрессора; NUHd,K — его индикаторная мощность при полной произ-
водительности;

р3 — коэффициент, учитывающий изменение механического к. п. д.
компрессора в зависимости от нагрузки

Чмех

Здесь г]мех и т]'мех — механический к. п. д. компрессора при полной
и сниженной нагрузке, причем значения г\мех определяются по графику
586
рис. III. 11 в предположении, что нагрузка изменяется пропорционально
относительной производительности, т. е. NUHd. eNUHd,K.

При регулировании присоединением дополнительных полостей ко всем
ступеням компрессора = 1. Но сопротивления во всех присоединяю-
щих клапанах вызывают большие потери работы, чем в случае дополни-

Рис. Х.39. Коэффициент рх, учитывающий влияние перераспре-
деления сжатия при регулировании дополнительными поло-
стями, присоединяемыми к / ступени (о) ик/и последней (б)

тельных полостей только у первой или у первой и последней ступеней,
а это определяет увеличение р,2. Оба эти обстоятельства при изменении
производительности в пределах от 100 до 70% компенсируют друг друга
в такой мере, что коэффициент р, оказывается приблизительно одинаковым,
независимо от присоединения дополнительных полостей ко всем ступеням
компрессора или только к некоторым.

КОНСТРУКТИВНОЕ ВЫПОЛНЕНИЕ

Примером простейшего устройства дополнительной полости постоян-
ного объема может служить конструкция, изображенная на рис. Х.40, а.
На рис. VI 1.58, в показана дополнительная полость постоянного объема,
присоединяемая через канал в двухъярусном всасывающем клапане.
Рис. Х.40. Дополнительные полости постоянного объема в крышках цилиндра: а — отдель-
ная полость; б — две, последовательно расположенные
На рис. Х.40, б показано предназначенное для ступенчатого регули-
рования совместное выполнение двух дополнительных последовательно
расположенных полостей. Корпус, в котором они находятся, устанавли-
вается вместо задней крышки цилиндра. Последовательное расположение
полостей с промежуточным клапаном между ними целесообразно при
отсутствии места для раздельного. С целью автоматического или дистан-
ционного управления клапаны снабжены сервоприводом. В отличие от
показанного клапанам, присоединяющим дополнительную полость, сле-
дует придавать обтекаемую форму, нужную для снижения потери энер-
гии при потоке газа в обоих направлениях.

На рис. Х.41, а показана конструкция вариатора дополнительного
объема для плавного регулирования производительности. Вариатор со-
стоит из цилиндра с поршнем, в хвостовик которого входит винт. При вра-
щении штурвального колеса с винтом поршень перемещается вдоль ци-
линдра и изменяет объем дополнительной полости. Стержень, предотвра-
щающий проворачивание поршня, служит визиром, указывающим про-
изводительность компрессора.

В глухую полость за поршнем вариатора через неплотности поршне-
вых колец просачивается газ. В случае скопления газа поршень вариатора
при начале всасывания в цилиндре компрессора отжимается силой его
давления в сторону рабочей полости (в пределах зазоров в резьбовом
соединении и опоре винта), что вызывает удары. Поэтому глухую полость
сообщают отводной трубкой со всасывающей линией компрессора.

Конструкцию вариатора, представленную на рис. Х.41, б, применяют
для ступеней высокого давления. Винт вариатора выведен наружу и фик-
сирован посредством муфты с выступом и паза, так что он имеет только
поступательное движение.

Если вариатор присоединен только к / ступени компрессора, то с умень-
шением подачи в ней падает отношение давлений, вследствие чего первые
единицы присоединяемого объема производят большее снижение произ-
водительности, чем следующие. В этом случае визир вариатора должен
иметь неравномерную шкалу.

Плавного изменения производительности достигают также сочетанием
вариаторов дополнительного объема с дополнительными полостями по-
стоянного объема.

В двухступенчатых компрессорах для воздуха на давление 0,9 MhIm2,
с автоматическим регулированием обычно выбирают четыре ступени
снижения производительности — от 100 до 75, 50, 25 и 0%. Схема такого
регулирования приведена на рис. Х.67. Каждая из ступеней компрессора
снабжена четырьмя дополнительными полостями. Объемы полостей сту-
пени одинаковы и рассчитаны на снижение производительности на 25%.
Индикаторные диаграммы, соответствующие такому регулированию, при-
ведены на рис. Х.42 для всех производительностей, включая полную.
Изменение площади диаграмм свидетельствует об экономичности регули-
рования присоединением дополнительных полостей.

Расположение дополнительных полостей и клапанов в цилиндре пока-
зано на рис. Х.43, а. При автоматическом регулировании или ручном,
но с дистанционным управлением, клапаны, присоединяющие дополни-
тельную полость, выполняются преимущественно с сервоприводами пнев-
матического действия. Обычные сервоприводы с диафрагмой (рис. Х.40, б)
или с поршнем могут служить лишь при условии, если линии, подводя-
щие командный воздух, выполнены большого проходного сечения и сравни-
тельно короткими, а пружины, открывающие клапан, — достаточно
сильными. В противном случае поступление воздуха в сервопривод, как
и истечение его оттуда, протекает длительно и перестановка клапана
I
происходит медленно. На протяжении ряда циклов в начале открытия или
в конце закрытия щель между клапаном и седлом мала и возникающая
в ней потеря давления столь значительна, что при выходе газа из допол-
нительной полости в полость цилиндра клапан захлопывается, — разность
давлений газа на клапан больше усилия пружины. Во избежание происхо-
дящих при этом сильных ударов клапана о седло предусматривают демпфи-
рующие устройства, уменьшают подъем и массу клапана.

В клапане по рис. Х.43, б запорным органом служит замкнутый ци-
линдр. Давление командного воздуха удерживает клапан закрытым,
а открытие производится пружиной. Клапан такой конструкции не яв-
ляется разгруженным и в связи с изменениями направления потока вос-

Рис. Х.43. Цилиндр с четырьмя дополнительными полостями: а — расположение
полостей и клапанов; б — присоединяющий клапан в виде закрытого подвижного
цилиндра

принимает значительную переменную силу. При малом открытии воз-
можны колебательные движения цилиндра, но благодаря воздушному
буферу в глухой полости за неподвижным поршнем ударов не происхо-
дит. Для выпуска наружу утечки воздуха служит наклонное отверстие.

Клапан рис. Х.44, а выполнен в виде подвижного цилиндра 1, охваты-
вающего неподвижный поршень. Глухое пространство в цилиндре над
поршнем сообщается через отверстие 6 с дополнительной полостью. Но от-
верстие 6 мало, и при быстром перемещении цилиндра 1 воздух в глухом
пространстве служит буфером, препятствующим удару о седло. Следует
также заметить, что цилиндр /, выполненный в форме стакана, не испыты-
вает больших усилий вследствие изменения направления потока газа
через клапан. В верхнем положении цилиндра 1 отверстие 6 закрыто
кромкой крышки 5, чем устраняются перетечки воздуха, и глухая полость
остается под давлением нагнетания. Командный воздух от регулятора
производительности поступает через отверстие 3. Каналы 2 и 4 служат
для смазки.

В конструкции, показанной на рис. Х.44, б, в качестве присоединяю-
щего применен обычный самодействующий клапан, принудительное откры-
тие которого производится сервоприводом, воздействующим на отжимное
устройство. Весьма важные преимущества такого выполнения состоят
в том, что полное открытие или закрытие клапана происходит очень быстро,
при малом перемещении диафрагмы, а масса пластин настолько мала, что
при частичном открытии клапана сильных ударов не происходит.
Клапан на рис. Х.44, б применим как для воздушных, так и для газо-
вых компрессоров, но для его размещения требуется много места. Кла-
паны же по рис. Х.43, б и Х.44, а могут служить для воздушных ком-
прессоров или для газовых, но при замене командного воздуха газом, так
как смешение воздуха с газом в большинстве случаев не допускается.

Для того чтобы при уменьшении производительности не ухудшилась
равномерность вращения компрессора, дополнительные полости присое-

диняют последовательно к перед-
ней и к задней полостям цилиндра.
У оппозитных компрессоров с рас-
положением цилиндров I и II
ступеней в противолежащих рядах
одновременно включают у одного
цилиндра дополнительную полость
со стороны крышки, а у друго-
го— со стороны вала.

Рис. Х.44. Выполнение клапанов для присоединения дополнительной полости в виде:
а — открытого подвижного цилиндра; б — пластинчатого клапана с отжимной вилкой

РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРИСОЕДИНЕНИЕМ ДОПОЛНИТЕЛЬНЫХ ПОЛОСТЕЙ
НА ЧАСТИ ХОДА

Сущность этого способа регулирования заключается в том, что клапан,
присоединяющий дополнительную полость, под воздействием возникаю-
щего в ней давления периодически закрывается. Конструктивно присоеди-
няющий клапан подобен самодействующему всасывающему клапану с от-
жимным приспособлением. В устройстве, показанном на рис. Х.45 отжим-
ной орган 1 находится под действием пружины 3, натяг которой можно ре-
гулировать. Если отжимная пружина 3 находится в свободном состоянии,
клапан 2 остается закрытым, и компрессор* работает на полную произво-
дительность. При сжатой отжимной пружине клапан открыт и газ по
ходу сжатия входит в дополнительную полость 6. Когда возрастающее
в полости давление, действуя на поршенек 5 отжимного устройства, соз-
дает усилие, превышающее силу сжатия пружины, поршень поднимается
и освобождает клапан от нажима вилки. Клапан закрывается и тем самым
отсоединяет дополнительную полость от полости цилиндра. Если сила
пружины превышает усилие, действующее на поршенек в период нагнета-
592
ния, клапан не может закрыться и производительность оказывается
минимальной.

Регулируя силу натяга пружины, можно изменять момент отсоедине-
ния дополнительной полости и осуществлять плавное регулирование,
снижая производительность от 100% до предела, определяемого объемом
дополнительной полости. При надобности снижение может быть произве-
дено до 0%, то есть в более широких пределах, чем это достижимо при
динамическом отжиме всасывающих клапанов на части хода.

Рис. Х.45. Устройство для регулирования присоединением допол-
нительной полости на части хода

Показанное на рис. Х.45 регулирующее устройство может действовать
также автоматически. При этом через отверстие 4 в цилиндр сервопривода
подводится газ под давлением, изменяемым в пределах от давления всасы-
вания до давления нагнетания.

Другое конструктивное осуществление такого регулирования показано
на рис. Х.46. Дополнительная полость А расположена между двумя вса-
сывающими клапанами 4 и 5, действующими последовательно, т. е. уст-
роена проточной. Отжимное устройство 5, которым снабжен клапан 4,
находится под давлением газа, подводимого из полости 2. Величину давле-
ния можно изменять вручную посредством вентиля 1 и дросселя 6 или
автоматически. Когда отжимное устройство 3 свободно от давления, кла-
пан 4 работает в качестве всасывающего параллельно с клапаном 7, закры-
ваясь и открываясь одновременно с ним. Но если отжимное устройство 3
находится под некоторым давлением, промежуточным между давлениями
всасывания и нагнетания, клапан 4 к началу хода сжатия остается
открытым и закрывается лишь после того, как давление в дополнительной
полости А достигает давления в цилиндре отжимного устройства 3.

На теоретической индикаторной диаграмме (рис. Х.47) линия 1—3
соответствует сжатию при нулевой производительности, т. е. случаю, когда
клапан 1 остается все время открытым. При частичной подаче клапан 1
закрывается и открывается в переменных точках 5 и 7, и индикаторная
диаграмма получает форму заштрихованной фигуры с изломом линий
сжатия и расширения. Индикаторные диаграммы, соответствующие раз-
личным производительностям при регулировании присоединением допол-
нительной полости на части хода,
показаны на рис. Х.48.

Рис. Х.47. Теоретические диаграммы при
регулировании присоединением дополни-
тельной полости на части хода:

/— 2—3 — 4—при полной производительности;
/— 5 — 6—3—7—8 —при частичной; 1—3—1 —
при нулевой

Рис. Х.46. Схема регулирующего устройства
компрессора с проточной дополнительной

Рис. Х.48. Индикаторные диаграммы при
регулировании производительности при-
соединением дополнительной полости на

ПОЛОСТЬЮ

части хода

Как и при динамическом отжиме всасывающего клапана, регулирова-
ние присоединением дополнительной полости на части хода основано на
самодействующем отжиме, но с существенным различием в том, что воз-
действие со стороны регулирующего органа преодолевается не давлением
потока на пластину клапана, а статическим давлением газа в дополнитель-
ной полости на поршень сервопривода. Конструктивно это приводит
к тому, что масса подвижных частей отжимного устройства оказывается
несравненно большей, чем масса пальцев при динамическом отжиме.
Поэтому при действии такого устройства возникают сильные удары,
исключающие возможность применения этого способа регулирования для
многооборотных компрессоров.

5.	РЕГУЛИРОВАНИЕ ИЗМЕНЕНИЕМ ХОДА ПОРШНЯ

Существует два способа регулирования, основанных на изменении
хода поршня: смещение крайних положений поршня относительно крышки
цилиндра, т. е. смещение хода поршня, и уменьшение хода поршня. В ком-
прессорах с обычным кривошипно-шатунным механизмом и с цилиндром,
594
жестко связанным со станиной, ни тот, ни другой способ регулирования
не применимы.

Регулирование смещением хода поршней было применено для послед-
них ступеней компрессоров сверхвысокого давления с передачей к поршням
через столб масла, совершающий возвратно-поступательное движение.
Из-за сложности такой передачи оно не получило распространения.

Регулирование уменьшением хода поршня применяется в дизель-ком-
прессорах со свободными поршнями, у которых отсутствует кривошипно-
шатунный механизм (рис. IV.27). Уменьшение производительности проис-
ходит не только вследствие уменьшения описываемого поршнем объема,
но и вследствие увеличения при этом мертвого пространства. Поэтому при
сравнительно небольшом сокращении хода поршня достигается значитель-
ное уменьшение производительности.

6.	СОПОСТАВЛЕНИЕ СПОСОБОВ РЕГУЛИРОВАНИЯ

Регулирование компрессора воздействием на привод имеет преимуще-
ство перед остальными способами регулирования в том, что индикаторная
мощность и потери на механическое трение снижаются пропорционально
производительности. Регулирование изменением частоты вращения и регу-
лирование остановками двигателя практически одинаково экономичны,
так как при нечастых остановках двигателя расход энергии на запуск
невелик.

Рис. Х.49. Характеристики электродвигателя при регулировании без изменения
частоты вращения

В случае электродвигателя, у которого частота вращения постоянна,
любой другой способ, кроме регулирования остановками, связан всегда
с повышенным удельным расходом энергии на механическое трение, гид-
равлические и электрические потери. При полном прекращении подачи,
т. е. при переводе компрессора на холостой ход, затрачиваемая мощность
составляет 25—30% номинальной на валу компрессора. Только в лучших
конструкциях при совершенной системе разгрузки мощность холостого
хода снижается до 15%. Но, как видно из графика (рис. Х.49), построен-
ного для компрессорных установок повышенной экономичности, к. п. д.
электродвигателя понижается с уменьшением нагрузки и при нагрузке
холостого хода, составляющей 15% номинальной, равен т]эл = 0,5.
Следовательно, мощность, потребляемая электродвигателем на холостом
ходу, составляет не менее 30% номинальной. К тому же снижается коэф-
фициент мощности до cos ф = 0,38. Отсюда ясна экономичность прерыви-
стого регулирования остановками. Но в случаях, когда компрессор рабо-
тает с производительностью, близкой к номинальной и, следовательно,
длительны периоды работы, а остановки кратковременны, экономичнее
регулирование переводом на холостой ход.

Режим расхода сжатого газа обычно подвержен колебаниям, а вместе
с ним колеблются в широких пределах соотношения между длительностью
периодов работы и перерывов в работе. В таких условиях наибольшая эко-
номия мощности может быть достигнута устройством комбинированной
системы регулирования, осуществляемой остановками компрессора и пере-
водом его на холостой ход с автоматическим переключением с одного регу-
лирования на другое при изменении нагрузки.

Регулирование остановками связано с повышенным износом подшипни-
ков, так как вследствие недостаточной смазки пуск компрессора проте-
кает при усиленном трении. Однако общее увеличение износа, как показы-
вает практика, незначительно, так как оно частично компенсируется отсут-
ствием износа во время остановок компрессора.

При регулировании остановками необходим ресивер емкостью вдвое
или вчетверо большей (в зависимости от допустимого для электродвига-
теля числа пусков в час), чем при регулировании переводом на холостой
ход.

Прерывистое регулирование путем периодических остановок двига-
теля применяют для компрессоров мощностью до 250 кет, но только при
асинхронном двигателе. У более мощных компрессоров, главным образом
при синхронном электродвигателе, запуск которого затруднен, применяют
многоступенчатое регулирование.

Плавное регулирование, производимое отжимом всасывающих клапа-
нов на части хода или присоединением дополнительных полостей, приме-
няют, когда необходимо строго соблюдать заданное конечное давление.

Из рассмотренных способов регулирования производительности дрос-
селирование всасывания и дроссельный перепуск с нагнетания на всасы-
вание относятся к неэкономичным. В многоступенчатых компрессорах
при регулировании дроссельным перепуском после / ступени, как и при
дросселировании всасывания, потери мощности в несколько раз ниже,
чем при дроссельном перепуске с нагнетания последней ступени на вса-
сывание первой, но диапазон регулирования ограничен.

Регулирование отключением всасывания экономичнее других способов
перевода на холостой ход, так как не возникают гидравлические потери
в цилиндре и в трубопроводах, и индикаторная мощность холостого хода
почти равна нулю. Но возникающий в цилиндре вакуум часто нежелате-
лен, а иногда недопустим. Во избежание высоких температур в момент
перевода компрессора на холостой ход и для полноты разгрузки такой спо-
соб регулирования следует применять в сочетании со свободным перепус-
ком с нагнетания.

Регулирование дополнительными полостями применимо как для ступен-
чатого, так и для плавного изменения производительности. При таком спо-
собе регулирования гидравлические потери меньше, чем при регулирова-
нии отжимом всасывающих клапанов, но при малых отношениях давлений
(е < 1,8-4-2,0) требуется устройство дополнительных емкостей большого
объема.

Регулирование дополнительными полостями служит отличным сред-
ством осуществления холостого хода, но ввиду значительного сжатия
в цилиндрах, оно не может служить средством разгрузки компрессора
596
при пуске. Для пуска компрессора приходится применять дополнитель-
ную разгрузку, осуществляемую свободным перепуском с нагнетания
на всасывание (байпасом) или отжимом всасывающих клапанов.

Основное преимущество регулирования отжимом всасывающих клапа-
нов в компактности устройства, но повторные воздействия на клапаны
отрицательно влияют на срок службы пластин. Регулирование этим спо-
собом не применимо при прямоточных клапанах; замена же таких клапанов
на всасывании другими не целесообразна по соображениям экономич-
ности и унификации. Существенным недостатком этого способа регули-
рования является также повышение температуры газа на всасывании,
особенно при больших потерях энергии во всасывающих клапанах и дли-
тельной работе на холостом ходу. При ступенчатом регулировании произ-
водительности этим способом с отключением отдельных полостей может
снизиться равномерность вращения вала и потребоваться утяжеленный
маховик. Увеличение массы маховика часто требуется и в случаях регули-
рования с присоединением дополнительных полостей и при других спосо-
бах регулирования, если они связаны с перераспределением давлений
по ступеням.

Регулирование присоединением дополнительных полостей на части
хода сопровождается сильными ударами, тем более интенсивными, чем
больше масса подвижных частей отжимного устройства и клапана и выше
частота вращения компрессора.

При регулировании отжимом всасывающих клапанов предел сниже-
ния производительности зависит от плотности газа и для возможности
работы на другом газе в регулирующем органе часто приходится заменять
пружины.

7.	КОМБИНИРОВАННОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ

Комбинированное регулирование имеет целью сочетать положительные
особенности, свойственные различным способам изменения производи-
тельности.

Для компрессоров передвижных компрессорных станций с приводом
от двигателя внутреннего сгорания обычно применяют двухпозиционное
комбинированное регулирование производительности с воздействием на
компрессор и двигатель. При достижении установленного давления нагне-
тания компрессор переводится на холостой ход, но кроме того, для умень-
шения затрат энергии на холостом ходу снижается частота вращения дви-
гателя, что достигается у бензиновых двигателей воздействием на карбю-
ратор, а у дизелей — на топливный насос. Снижение частоты вращения
производится давлением сжатого воздуха на поршень сервопривода у регу-
лятора двигателя. Такого рода комбинированное регулирование показано
на рис. Х.З, где перекрытие всасывания у компрессора сочетается со сни-
жением частоты вращения.

На рис. Х.50 дана схема двухступенчатого регулирования с управле-
нием от двух двухпозиционных регуляторов производительности 1 и 2.
Регулятор /, действуя на сервопривод 3, осуществляет первую ступень
регулирования, снижая частоту вращения двигателя. Регулятор 2 осу-
ществляет вторую ступень регулирования, действуя одновременно на
регулирующие устройства компрессора и сервопривод 4 системы регули-
рования двигателя. При этом компрессор переводится на холостой ход,
но вместе с тем частота вращения двигателя снижается до минимальной.
Такое регулирование целесообразно только в случае, если двигатель, нахо-
дясь под нагрузкой, допускает длительную работу при сниженной частоте
вращения.
В случаях, когда потребление сжатого газа должно изменяться в широ-
ких пределах, а приводом компрессора служит электродвигатель, бывает
целесообразным применение прерывистого регулирования, осуществляе-
мого комбинированно — периодическими остановками компрессора и пере-
водом его на холостой ход. Если потребление сжатого газа мало, то подачи

кратковременны, а интервалы между ними длительны, и регулирование
осуществляется периодическими остановками. Но при повышенном потреб-
лении сжатого газа, когда длительны периоды подачи и кратковременны
остановки, применяется регулирование переводом на холостой ход.
Переключение компрессора с одной системы регулирования на другую

производится автоматически в зависимости от длительности интервалов

между подачами. Схема автома-
тического устройства для регу-

Рис. Х.50. Схема двухступенчатого регулирования

с управлением от двух регуляторов

лирования с переключением по-
казана на рис. Х.65.

У2 произйод.

всасывающий
клапан отжат

/ч произ^од.

Рис. Х.51. Четырехступенчатое ре-
гулирование присоединением двух
дополнительных полостей и отжи-

мом всасывающих клапанов

Плавное и ступенчатое регулирование в случае комбинированного
применения обычно дополняют друг друга. Так сочетаются, например,
различные виды ступенчатого регулирования с регулированием дроссель-
ным перепуском, позволяющим достигнуть плавности между ступенями
регулирования.

Часто осуществляют ступенчатое регулирование, сочетая присоедине-
ние дополнительных полостей с отжимом всасывающих клапанов или
с открытием перепускных. Этим достигают сокращения числа дополни-
тельных полостей и возможности разгрузки компрессора при пуске.

На рис. Х.51 показана последовательность осуществления четырехсту-
пенчатого регулирования двухступенчатого компрессора двойного дей-
ствия, осуществляемого посредством присоединения двух дополнительных
полостей и отжима всасывающих клапанов, и индикаторные диаграммы,
соответствующие последовательно снижению производительности через
25% до нуля.

У трехрядного W-образного двухступенчатого компрессора (рис. IV. 12),
где 1 ступень сжатия выполнена в двух цилиндрах двойного действия,
а 11 ступень — в одном, четырехступенчатое регулирование произво-
598
дительности со снижением через 25% до нуля достигается последователь-
ным отжимом всасывающих клапанов у каждой из четырех полостей
I ступени, а соответствующее уменьшение всасываемого объема II сту-
пени, имеющей только две полости сжатия, производится сочетанием пооче-
редного включения дополнительного объема и отжима всасывающих
клапанов в том порядке, который показан на рис. Х.51.

Четырехступенчатого регулирования двухступенчатых компрессоров
с цилиндрами двойного действия можно также достигнуть устройством
дополнительных полостей только у одной полости каждой ступени и пере-
пускного клапана у противоположной. Присоединением дополнительных
полостей снижают производительность до 75%. Переход на 50% произво-
дительности осуществляют открытием перепускных клапанов на противо-
положной полости цилиндров с одновременным отсоединением допол-
нительных полостей. Для получения 25% производительности вновь
включают дополнительные полости, причем перепускные клапаны на про-
тивоположной полости цилиндров остаются открытыми. Нулевой произ-
водительности достигают, открывая байпасную линию для свободного
перепуска с нагнетания второй ступени на всасывание первой ступени.
Включение регулирующих органов в порядке указанной последовательно-
сти осуществляется автоматически.

Такая система регулирования целесообразна для двухступенчатых
компрессоров, оборудованных прямоточными клапанами. При кольцевых
или дисковых клапанах взамен устройства перепускных клапанов и бай-
пасной линии может быть осуществлен отжим всасывающих клапанов.
Однако такое упрощение не окупается потерей преимуществ, которые до-
стигаются при прямоточных клапанах.

8.	СЕРВОПРИВОДЫ

Сервоприводы регулирующих устройств рассчитываются на усилие,
необходимое для перестановки регулирующих органов и для удержания
их в заданном положении. Если они выполняются одинарного действия,
то в одном направлении перестановочное усилие создается давлением
газа или жидкости, а в противоположном — усилием возвратной пружины.
Усилие пружины должно надежно превышать усилие трения. Перестано-
вочное же усилие от давления газа или жидкости должно быть больше
суммы усилий возвратной пружины и трения, а в устройствах с регули-
рующим органом клапанного типа — сверх того и давления газа на клапан.
В системах с плавным регулированием при любом положении регулирую-
щего органа действующее в сервоприводе давление уравновешено усилием
пружины, но для того чтобы трение не оказывало значительного влияния
на положение регулирующего органа, усилие пружины должно быть
выбрано с большим избытком. Это обстоятельство играет важную роль
в системах регулирования с несколькими сервоприводами для пропор-
циональных перемещений регулирующих органов.

Конструктивно сервоприводы выполняются с диафрагмой или поршнем
(рис. Х.52). Устройство с диафрагмой обеспечивает плотность. Напротив,
в устройствах поршневого типа возможны значительные утечки, вызываю-
щие не только потерю энергии, но и нечеткость действия системы регу-
лирования. Поэтому предпочтения заслуживают сервоприводы с диа-
фрагмой (рис. Х.24). При выполнении их с плоской диафрагмой рекомен-
дуются следующие соотношения: предельный ход грибка h = 0,2£>, где
D — диаметр внутреннего контура заделки диафрагмы; диаметр грибка
d = 0JD. Диафрагмы выполняют из маслостойкой листовой резины
с тканевой прокладкой. Поверхность грибка полируют, а кромки
скругляют. Для уменьшения внешнего диаметра диафрагмы ей иногда
придают чашевидную форму. В этом случае ход грибка h = (0,25 4-0,35) D.
Более подробные данные приведены в литературе [63].

В расчетах сервопривода с диафрагмой принято считать, что развивае-

мая им сила равна произведению избыточного давления командного воз-
духа на площадь проекции грибка. При этом полагают, что с тыльной сто-

роны диафрагмы давление равно атмосферному. Если регулирующее

устройство принадлежит II или

следующим ступеням компрессора, где

От регулятора —-

давление выше атмосферного,
применяют сервопривод с саль-
никовым уплотнением шпинде-
ля, а тыльную полость за диа-
фрагмой сообщают с атмосфе-
рой. У газовых компрессоров
сервопривод с сальником пред-
усматривают и для / ступени
с тем, чтобы в случае разрыва
диафрагмы исключить опас-
ность выброса воздуха в газо-
вую полость компрессора. В ка-
честве дополнительной защиты
и во избежание значительного
падения давления в системе
командного воздуха под диа-
фрагмой помещают иногда пре-
дохранительную перегородку
(рис. Х.44, б).

Сервоприводы с поршнем

следует применять только при
необходимости в относительно
больших перемещениях шпин-
деля. Для уменьшения утечек
предусматривают посадку пор-
шня в его крайнем положении
на уплотняющий бурт серво-
привода (рис. Х.16). Но более

просто и надежно можно уплот-
нить поршень посредством ре-
зиновых колец круглого сечения
(рис. Х.52). Внутренний диа-
метр их должен быть несколько
меньше, чем у кольцевой про-

Рис. Х.52. Сервопривод с перепускным клапа-
ном и уплотнением поршня посредством резино-
вых колец. Положение колец, уплотняющих пор-
шень, различно в зависимости от направления
его движения

точки в поршне, но глубина проточки ~0,9 d, где d — диаметр сечения
резинового кольца (см. ГОСТ 9833—61). При движении поршня такое
кольцо деформируется, обеспечивая уплотнение не только при малых, но
и высоких давлениях. При хорошо обработанной поверхности цилиндра
сервопривода износ колец весьма мал. Для уменьшения трения иногда
между канавками под резиновые кольца предусматривают промежуточ-
ную канавку, которую при сборке заполняют консистентной смазкой.

Пневматический сервопривод для клапанов, присоединяющих допол-
нительную полость (рис. Х.40, б) или открывающих перепускное окно
в цилиндре (рис. Х.24), должен быть быстродействующим. При медленном
перемещении клапан остается длительное время лищь частично открытым,
и вследствие возникающей в нем потери давления воспринимает силу,
превышающую силу сервопривода. Вследствие этого возникают повторные
закрывания клапана, его удары о седло и резкие стуки. Повышение ско-
рости действия сервопривода может быть достигнуто увеличением проход-
ных сечений в линиях подвода и отвода командного воздуха, повышением
давления поступающего воздуха и усилением пружины сервопривода.
Весьма эффективно уменьшение массы подвижных частей и сокращение
хода клапана. Для устранения ударов в конструкции, как уже было
показано, предусматривают воздушный буфер (рис. Х.43, б и Х.44, а).

9.	АВТОМАТИЧЕСКИЕ РЕГУЛЯТОРЫ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

Устройство регуляторов соответствует характеру регулирования, но не
зависит от способа регулирования и от устройства регулирующих органов.
Двухпозиционные регуляторы служат для регулирования отключением
всасывания, отжимом всасывающих клапанов и для всех других видов
прерывистого регулирования. Ступенчатым регулированием управляют
многопозиционные регуляторы или группы двухпозиционных. Плавное
регулирование обычно осуществляют автоматические регуляторы непря-
мого действия.

Сжатый газ, давление которого действует на воспринимающий элемент
регулятора, подводится к регулятору из ресивера, где пульсация давления
проявляется слабее, чем в нагнетательном трубопроводе. В зависимости
от способа передачи импульса от воспринимающего элемента регулятора
к регулирующему органу различают регуляторы пневматического, гидрав-
лического и электрического действия. В регуляторах пневматического
действия сжатый газ не только дает импульс на включение регулирования,
но после срабатывания регулятора поступает к сервоприводам и произво-
дит перестановку регулирующих органов. На пути к регулятору пневма-
тического действия устанавливают фильтр, необходимый для очистки
поступающего газа. Установка фильтра предотвращает заедания и наруше-
ние плотности в системе регулирования.

ДВУХПОЗИЦИОННЫЕ РЕГУЛЯТОРЫ

Такие регуляторы применяются в системах прерывистого регулирова-
ния для управления прекращением подачи компрессора и ее возобновле-
нием. С целью ограничения частоты циклов регулирования, сокращения
потребной емкости ресивера и повышения четкости регулирования регу-
лятор должен иметь определенную зону нечувствительности. Нечувстви-
тельность регулятора выражается в том, что для возобновления подачи
давление должно снизиться до pmin, которое существенно ниже давления
Ртах» ПРИ котором происходит прекращение подачи. Величина зоны не-
чувствительности Др измеряется предельной разностью давлений в ре-
сивере

Др = Ртах РтШ*

Эта величина принимается различной соответственно выбранной си-
стеме регулирования. Обладая достаточной зоной нечувствительности,
регулятор не отвечает на малые колебания конечного давления и, во вся-
ком случае, не реагирует на колебания давления, которые вызываются
пульсирующим характером потока нагнетаемого газа.

Двухпозиционные регуляторы выполняют пневматического и электри-
ческого действия. Пневматические регуляторы имеют воспринимающий
элемент в виде золотника или в виде перекладного клапана, причем регу-
ляторы с золотником выполняются грузовыми или пружинными, а регу-
ляторы с клапаном — только пружинными.
В регуляторах золотникового типа давление газа действует на торец
цилиндрического золотника. Когда давление достигает заданной вели-

чины ртах, золотник открывает окна, через которые сжатый газ поступает
из ресивера к сервоприводам регулирующих устройств. При снижении
давления до pmin золотник возвращается в исходное положение, в кото-
ром он открывает окна таким образом, чтобы предоставить выход сжатому
газу в атмосферу или во всасывающую линию компрессора и этим осво-
бодить сервоприводы от его воздействия.

Грузовые регуляторы рациональных конструкций устраивают с двумя
грузами — основным и добавочным, действующим, когда золотник нахо-
дится в нижнем положении, соответствующем полной производитель-
ности, и прекращающим действие, когда золотник приходит в верхнее

Рис. Х.53. Характеристики движения золотника
грузового (а) и пружинного (б) регуляторов

положение, при’ котором ком-
прессор переводится на хо-
лостой ход. В грузовых регу-
ляторах, устроенных по та-
кому принципу, золотник
начинает движение вверх
только тогда, когда воспри-
нимаемое им давление дости-
гает максимума ргаах, а дви-
жение вниз — при его па-
дении до минимума pmin
(рис. Х.53, а). Изменяя ве-
личину добавочной нагрузки,

можно сужать или расширять
зону нечувствительности ре-
гулятора.

У пружинных регуляторов золотник перемещается из крайнего нижнего

положения в крайнее верхнее по мере повышения давления с pmln
до ртах. Величина зоны нечувствительности пружинного регулятора опре-
деляется разностью усилий пружины в момент прекращения и возобно-
вления подачи. Она зависит от перекрыши золотника и жесткости пру-
жины. В отличие от прямоугольной диаграммы грузового регулятора
характеристика пружинного регулятора изображается линейно
(рис. Х.53, б). Следуя своей характеристике и отражая колебания воспри-

нимаемого им давления, золотник пружинного регулятора сам совершает
колебательное движение, следствием которого является повышенный износ
золотника. Пружинный регулятор в отличие от грузового, всегда сооб-
щающего сервоприводы регулирующих органов либо с давлением в реси-
вере, либо с атмосферным давлением, может длительно пребывать в проме-
жуточном положении, при котором сервоприводы не сообщаются ни с тем,
ни с другим давлением. В такие периоды утечка газа из сервоприводов
нарушает нормальное их действие. Поэтому при пружинном регуляторе
требуется повышенная плотность системы регулирования и в том числе

золотника регулятора.

Пружинные регуляторы конструктивно проще и компактнее грузовых.
Их применение особенно целесообразно для передвижных компрессорных
установок, так как колебания тележки, на которой смонтирован компрес-
сор, и ее наклон мало отражаются на работе пружинного регулятора.

В распространенном грузовом регуляторе по рис. Х.4 разность между
давлениями, при которых происходят прямое и обратное переключения,
достигается посредством шаров 7. До переключения на холостой ход, пока
золотник 8 находится в нижнем положении, шары лежат на конической
тарелке 5, укрепленной на стержне золотника, и вес их добавляется к весу
основного груза 6, противодействуя вместе с ним давлению газа на золот-
ник 8, Но, когда под влиянием увеличившегося конечного давления золот-
ник поднимается вверх, шары перекатываются на коническую поверхность
корпуса регулятора 4 и золотник разгружается. Обратное опускание
поршня может произойти лишь после того, как достаточно снизится конеч-
ное давление. Разность между давлениями включения и выключения по-
дачи может регулироваться числом шаров 7, а требуемое конечное давле-
ние — грузом 6. При запуске, для перевода компрессора на холостой ход,
поднимают золотник регулятора 8 за стерженек 5 и закрепляют его в верх-
нем положении закладным штифтом.

Из ресивера

Рис. Х.54. Двухпозиционный регуля-
тор с перекладным клапаном (а) и де-
тальный чертеж клапана (б)

Двухпозиционные регуляторы с воспринимающим элементом в виде
золотника имеют общий недостаток — неизбежность трения между золот-
ником и его цилиндром. При недостаточно тщательном изготовлении
или плохом уходе трение увеличивает иногда зону нечувствительности
регулятора на 40—100%.

На рис. Х.54 представлен двухпозиционный регулятор с перекладным
клапаном. В таком регуляторе трение проявляется значительно слабее,
чем в регуляторах с золотником. Действие регулятора происходит сле-
дующим образом. Перекладной клапан /, прижатый к нижнему седлу
пружиной 2, действующей через рычаг 5, воспринимает давление газа,
подводимого из ресивера через штуцер 5. Когда давление достигает ртах,
клапан 1 приоткрывается. Давление газа, прорвавшегося сквозь щель под
уплотняющей кромкой, распространяется на поверхность нижнего бурта
клапана и создает усилие, ускоряющее его перемещение в противополож-
ное положение, при котором клапан своей верхней уплотняющей кромкой
закрывает выход сжатому газу в атмосферу. Клапанная полость регуля-
тора оказывается под давлением. Газ через прорези в нижнем бурте кла-
пана и радиальное сверление в корпусе регулятора проходит к сервопри-
водам и воздействует на регулирующие органы.

Чтобы обеспечить перекладку на верхнее седло, подъем перекладного
клапана ограничивают пределами 0,5—1 мм, а прорези в его нижнем
бурте делают малого сечения. Достигнув верхнего седла, клапан вопреки
возросшей силе пружины задерживается, так как диаметр уплотняющей
кромки клапана у верхнего седла больше, чем у нижнего.

При снижении давления в ресивере до pmin клапан отрывается от
верхнего седла и под действием силы пружины и давления, распростра-
нившегося на всю его верхнюю поверхность, садится на нижнее седло.
Тогда газ из сервоприводов через полость регулятора выходит в атмосферу.
Регулирующий винт 4 (рис. Х.54) должен перекрывать выпускной канал
таким образом, чтобы его проход был несколько меньше площади прохода
в прорезях нижнего бурта клапана 1. В противном случае, когда в мрмент
отрыва клапана от верхнего седла газу открывается сквозной проход через
корпус клапана, в прорезях нижнего бурта возникает значительное тормо-
жение струи и в силу разности давлений на
бурт клапан будет возвращен к верхнему
седлу, вблизи которого начнет вибрировать.

Настройка регулятора на конечное дав-
ление производится натягом пружины, регу-
лировка же степени нечувствительности до-
стигается перестановкой пружины вдоль
горизонтального рычага с одновременным ее
натягом.

Принимая обозначения по схеме рис. Х.55,
находим: давление ртах (н/м2), при котором
регулятор прерывает подачу,

Ртах = Лр + ^== ~7ГА/;	<Х-37>

давление рт1а (н/м2), при котором регулятор
возобновляет подачу,

Рм-Р.,- 4г“т-д-(дг + /,-г);	(Х-38»

где Z — жесткость пружины, н!м; № — предварительный натяг пружины,
м; а и х — длины плеч, м; и /2 — площади нижнего и верхнего седел
клапана, м2; h — подъем клапана, м.

Отсюда для заданной величины зоны нечувствительности ртах — рт1п
положение пружины на рычаге определится выражением

х = а jZ	e	(Х.39)

Упрощенная разновидность описанного регулятора показана на
рис. Х.56. Особенность устройства регулятора заключается в расположе-
нии пружины, действующей непосредственно на перекладной клапан,
выполненный в виде круглой пластинки, установленной с небольшим
зазором по диаметру.

В этом регуляторе зона нечувствительности не поддается настройке.
Ее величина задана при проектировании и зависит главным образом от
соотношения между величинами площадей под верхней и нижней уплот-
няющими кромками. Расчет ртах и рт1п производится по формулам (Х.37)
и (Х.38), но при х = а.

Регуляторы с перекладным клапаном имеют близкую к прямоугольной
характеристику, которая аналогична приведенной для грузового клапана
на рис. Х.53, а. По четкости работы они считаются одними из лучших
среди двухпозиционных регуляторов механического действия, но теряют
четкость, когда в системе сервопривода возникают утечки газа.
Для системы прерывистого регулирования, осуществляемого останов-

кой электродвигателя, применяют электрические двухпозиционные регу-
ляторы типа контактного манометра. Такой регулятор, заключенный
в металлическую коробку (рис. Х.57), состоит из диафрагмы /, на которую
через наружный подвод 2 действует давление нагнетания. Давление на
диафрагму передается на стакан 3 и далее на пружину 4, натяг которой

можно регулировать вращением наружного винта 5. При сжатии пружины

стрелка 6 передвигается по

Рис. Х.56. Двухпозиционный
регулятор с перекладным клапа-
ном упрощенной конструкции

шкале, показывая установленное давление.
Когда конечное давление превышает уста-
новленное, рычаг 7 с гибкой пластинкой,
заканчивающейся контактом S, отходит от
неподвижного контакта 9, размыкая элек-
трическую цепь электромагнита, включаю-
щего электродвигатель. После снижения дав-
ления контакт замыкается вновь (см. схему
на рис. Х.65).

На неподвижном контакте помещен маг-
нит 10. Когда подвижной контакт переме-
щается в сторону замыкания, он постепенно
приближается к неподвижному контакту и,

Вад на крышку

Рис. Х.57. Электрический двухпозиционный регу-
лятор

попадая в поле магнита, резко притягивается последним. При размыка-
нии гибкий подвижный контакт, удерживаемый силой магнитного при-
тяжения, сначала выгибается, а затем резко отрывается. Благодаря маг-
нитному устройству и гибкому контакту замыкание и размыкание всегда
происходят резко, как бы медленно» ни изменялось давление, что важно
для предохранения контактов от оплавления. Разность между давлениями
замыкания и размыкания регулируется изменением положения неподвиж-
ного контакта (винта) 9 относительно магнита, которое отражается на
изгибе пластинки при размыкании.

МНОГОПОЗИЦИОННЫЕ РЕГУЛЯТОРЫ

Двухступенчатое регулирование может быть осуществлено трехпози-
ционным регулятором, но чаще его осуществляют двумя двухпозицион-
ными, настроенными на несколько разнящиеся конечные давления. Регу-
лятор, настроенный на более низкое давление, управляет первой ступенью
регулирования, а другой — второй ступенью.
Четырехступенчатое регулирование тоже можно осуществлять двух-
позиционными независимо действующими регуляторами, которых прихо-
дится ставить четыре, однако их взаимная настройка затруднительна
и не обеспечивает четкой работы. Более совершенными являются системы
четырехступенчатого регулирования с пятипозиционным регулятором,
координированно управляющим всеми ступенями регулирования.

На рис. Х.58 показан пятипозиционный регулятор, который предна-
значен для изменения производительности дополнительными полостями
(см. схему на рис. Х.67). Сжатый газ из ресивера, подводимый через отвер-
стие /, поступает в полость 7 и оказывает давление на диафрагму 4, кото-
рому с обратной стороны диафрагмы противодействует пружина 5. При
избытке производительности, когда возрастающее давление превышает
установленную величину, игла 3 поднимается, открывая выход сжатому
газу в полость 13. Газ, далее, через калиброванное сопло 10 выходит в ат-
мосферу, и давление в полости 13, в зависимости от положения иглы 5,
устанавливается в пределах от атмосферного до близкого к давлению нагне-
тания. Под нижней диафрагмой 2 расположены поршни 12, 11, 8 и 9 раз-
личного диаметра, на которые соответственно их площади действуют раз-
личные усилия.

Сжатый газ помимо подвода к отверстию 1 подводится из ресивера
к регулятору и по другой линии — через водоотделитель 19 и отверстие 18,
затем поступает снизу к каждому из четырех двухпозиционных клапа-
нов 15. Под влиянием действующего снизу давления каждый из клапа-
нов 15 остается поднятым в верхнее положение, причем его верхняя кромка
закрывает выход сжатому газу в полость 14, сообщенную с атмосферой.
Но через щель под нижним уплотняющим конусом клапанов 15, затем
через каналы 17 с расположенными в них фильтрами 16 сжатый газ про-
ходит в сервоприводы своей ступени регулирования, препятствуя включе-
нию в действие принадлежащих ей регулирующих органов. В системе
регулирования по рис. Х.67 в этом положении отключены все дополни-
тельные полости. Компрессор работает на полную производительность.

При избытке производительности, когда в полости 13 давление возра-
стает, усилие на очередной поршень 12, затем 11, 8 или 9 оказывается доста-
точным, чтобы преодолеть действующее под двухпозиционным клапаном 15
давление. Тогда очередной клапан 15 отжимается в нижнее положение
и связанная с ним система сервоприводов переключается с давления
в ресивере на атмосферное давление. Заключенный в сервоприводах сжа-
тый газ получает выход в атмосферу, куда проходит через щель над верх-
ним уплотняющим конусом двухпозиционного клапана 15 и полость 14.
Путем последовательного включения очередных ступеней регулирования
достигается снижение производительности от 100 до 75, 50, 25 и, наконец,
до 0%.

В конструкции регулятора перед каждым из клапанов 15 предусмотрены
шаровой клапан 23, отжимающая его стержневая пробка 22 и винт 21.
Для ограничения производительности винт 21 вывинчивается настолько,
чтобы клапан 23 сел на свое седло и прекратил доступ сжатого газа к кла-
пану 15. Одновременно с этим нижняя полость под клапаном 15 оказы-
вается сообщенной через канал 20 и полость 14 с атмосферой, и сервопри-
воды, освобожденные от давления, вводят в действие регулирующие органы
одной ступени регулирования. Таким образом, представляется возмож-
ность включать отдельные ступени регулирования, т. е. снижать произво-
дительность вне зависимости от давления в ресивере.

Описанный выше пятипозиционный регулятор является групповым,
состоящим из четырех двухпозиционных регуляторов, координированных
в действии. Зона нечувствительности каждой ступени регулирования,
606
Рис. Х.58. Пятипозиционный регулятор

В атмосферу

g
которая выражается разностью между давлениями ее включения и выклю-
чения, обеспечена тем, что диаметр верхней уплотняющей кромки двухпо-
зиционных клапанов 15 больше, чем нижней. Разность между давлениями
включения (или выключения) смежных ступеней регулирования обеспе-
чена последовательным уменьшением диаметров поршней 12, И, 8 и 9.
Величина разности давлений при включении и выключении определяется
зависимостью, которая учитывает жесткость пружины 5, отношение про-
ходного сечения, открываемого иглой 3, к площади отверстия в сопле 10
и отношения площади поршней 9, 8, 11 и 12 к верхней или нижней площади
клапанов /5.

Настройка регулятора на номинальное давление, определяющее начало
его действия, производится винтом 6, изменяющим натяг пружины 5.
Наблюдение над действием регулятора производится по манометрам,
которыми снабжена каждая ступень регулирования. Манометры присоеди-
нены к отверстиям 24, ведущим в полости двухпозиционных клапанов 15.
При включении очередной ступени регулирования или ее выключении
стрелка манометра переходит из одного крайнего положения в другое.

Для газовых компрессоров с целью предотвращения утечек газа часто
применяют системы гидравлического регулирования. В этих системах
регулятор производительности воспринимает импульс от масла, находя-
щегося под давлением газа, нагнетаемого компрессором и, в свою очередь,
воздействует через масло на органы, управляющие производительностью.
Системы гидравлического регулирования надежнее, но они более сложны,
чем пневматические, и действуют с большим запаздыванием.

РЕГУЛЯТОРЫ ДЛЯ ПЛАВНОГО ИЗМЕНЕНИЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

Для плавного регулирования применяют регуляторы непрямого дей-
ствия. Как правило, автоматическое регулирование осуществляется по-
средством масляной системы, типичная схема которой приведена на

Рис. Х.59. Схема регулятора для плавного изменения производительности (применительно
к регулирующему устройству электромагнитного действия для отжима клапанов на части
хода):

/ — отжимная вилка; 2 — якорь электромагнита; 3 — коллектор, состоящий из двух полуколец —
проводящего ток и изолятора; 4 — неподвижные щетки; 5 — подвижные щетки; 6 — подвод давления
из ресивера; 7 — регулятор; 8 — масляный насос; 9 — соединительный трубопровод; 10 — ци-
линдр сервопривода; 11 — поршень сервопривода; 12— маховичок для ручной регулировки
рис. Х.59. Трубкой 6 цилиндр регулятора 7 сообщен с ресивером на нагне-
тательной линии компрессора. Масляный насос 8 поддерживает давление
в трубопроводе 9 и цилиндре сервопривода 10. Когда давление нагнетаемого
газа становится выше нормального, золотник регулятора 7, который
нагружен пружиной, частично перекрывает выход маслу, поступающему
из трубопровода 9, где, в свою очередь, повышается давление. В цилин-
дре 10 вследствие повышения давления масла поднимается поршень 11,
движение которого передается исполняющему органу 5, в данном случае —
подвижным щеткам электромагнитного устройства. Производительность,
таким образом, устанавливается соответственно давлению нагнетания.

При помощи маховичка 12 производительность может быть также
снижена вручную. При пуске машины регулятор устанавливается им на
нулевую производительность.

В трубах системы регулирования газ течет с большими перерывами
и температура там ниже, чем в ресивере, с которым они сообщены. Вслед-
ствие более низкой температуры возникает разность парциальных давле-
ний водяного пара и в трубах конденсируется и накапливается влага.
В связи с этим части регуляторов и сервоприводов для предохранения
от коррозии должны быть изготовлены из бронзы, латуни или нержавею-
щей стали. Во избежание скопления влаги в регуляторе перед ним, как
это показано на рис. Х.58, устанавливают водоотделитель.

10.	ЕМКОСТЬ РЕСИВЕРА В ЗАВИСИМОСТИ
ОТ ХАРАКТЕРА РЕГУЛИРОВАНИЯ

Ресивер служит аккумулятором сжатого газа, и величина его емкости
влияет на частоту циклов регулирования у компрессоров с прерывистым
регулированием и на частоту переключений с одной ступени производи-
тельности на другую у компрессоров со ступенчатым регулированием.
Поэтому выбор того или иного вида регулирования производят с учетом
необходимой емкости ресивера.

Введем следующие обозначения: V и V' — производительность компрес-
сора и расход сжатого газа, отнесенные к начальным условиям всасыва-
ния, м2/сек; Vpec — емкость ресивера, включая емкость трубопроводов, jw3;
Рнач давление всасываемого компрессором газа, Мн/м2; ртах и pmin —
давления в ресивере, соответствующие моментам прекращения подачи
и ее возобновления, Мн/м2; Ар — ртах — pmin — предельная разность
давлений в ресивере, Мн/м2; tx и /2 — длительность периодов подачи

.	, . ,	3600

и перерыва в подаче, сек; t = t± + /2 = —-----период цикла регули-

рования, т. е. промежуток времени между двумя прекращениями подачи,
сек; z — частота циклов регулирования, час"1;	и v =	---

относительная длительность периода подачи и перерыва в подаче; Тнач —
температура всасываемого компрессором газа, °К; Трес — температура
газа в ресивере, °К.

В случае прерывистого регулирования расход газа в период перерыва
в подаче происходит за счет расширения газа из ресивера и составляет
за время перерыва V't2. Учитывая, что процесс сжатия и расширения газа
в ресивере сопровождается теплообменом со стенками ресивера и проте-
кает медленно, можно рассматривать его как изотермический. Объем газа,
выходящего из ресивера при расширении, отнесенный к условиям всасы-
вания, равен

V t2 — Vрес

Ртах Pmin Тнач

Рнач

Трес

&Р	т нач

__ I/	. нач

реС Рнач	Трес

(Х.40)

20 М. И. Френкель

609
Но расход газа за весь цикл регулирования равен производительности
компрессора за период подачи, т. е.

V't = Vt19
откуда получаем зависимость

V = V = g0V

и, следовательно,

V °

Таким образом, отношение ¥=-, т. е. относительный расход сжатого
газа, выражается той же величиной о0> что и относительная длительность
подачи.

С другой стороны, длительность перерыва в подаче равна

Производя подстановку полученных зависимостей в уравнение (Х.40),
находим из него требуемую емкость ресивера

V -ПУ 360°У . Рмч Трее	(Х.41)

KP^-aov Z Др Тнт •

Требуемая емкость ресивера максимальна, когда произведение o0v
достигает наибольшей величины. Так как

Ofo + v = 1>
то

«V = сто(1 — °о) = сто —

Приравнивая первую производную последнего выражения нулю

получаем

1 — 2а0 = О,
откуда

а0 == 0,5 и v = 1 — 0,5 = 0,5.

Следовательно, наиболее неблагоприятным случаем, по которому
надлежит вести расчет емкости ресивера, является тот, когда длительность
периода подачи составляет половину длительности цикла регулирования
или, иначе говоря, когда расход газа составляет половину производитель-
ности. В этом случае емкость ресивера равна

Vpec = ^-^-^,	(Х.42)

гтах	1 нач

где zmax — наибольшая допустимая частота циклов регулирования, час"1.
Величина zmax (час"1) по Лакману [126] для отдельных видов преры-
вистого регулирования не должна превышать:

При регулировании остановками для электродвигателя
с фазным ротором.........................................15

То же для электродвигателя с короткозамкнутым ротором:
при пуске с переключением со звезды на треуголь-
ник .....................................................30

при регулировании переводом на холостой ход ... 60
Для передвижных компрессорных установок с целью уменьшения
объема ресивера частоту циклов регулирования приходится допускать
в 2—4 раза больше указанной.

Если относительное снижение расхода ожидается только до о0 > 0,5,
то можно уменьшить емкость ресивера, определив ее по формуле

<*о(1 —

О0)

3600V
гтах

Рнач
&Р

Трее

Тнач

(Х.43)

Разность давлений Ар = ртах — pmln должна выбираться в зависи-
мости от условий потребления. В большинстве случаев заданным пределом
является минимальное давление. Максимальное давление должно по воз-

при регулировании остановками и до
0,06—0,1 Мн1м2 при регулировании пере-
водом на холостой ход. Для крупных уста-
новок допускают меньшие из этих значений.

Рис. Х.60. Зависимость частоты
циклов регулирования г от о0 для
различных гтах

Температура газа в ресивере Трес, которая входит в расчетную фор-
мулу (Х.42), может быть принята при отсутствии за компрессором конце-

V рес ~

В общем случае при эксплуатации компрессорной установки произво-
дительность компрессора принимает значения выше и ниже о0 = 0,5. В том
и другом случае компрессор будет работать с частотой циклов регулирова-
ния г < zmax.

Зависимость г от о0 представлена кривыми на рис. Х.60, построен-
ными для ряда значения zmax. Самый короткий период цикла регули-
рования

,	__ 3600

min~ ггаах

(Х.44)

Период цикла t изменяется с расходом газа. Величина периода цикла /,
выраженная в процентах /тШ, представлена кривой а на рис. Х.61. Как
видно по кривой 6, самые кратковременные перерывы в подаче, которые
возникают при расходе, близком к полной производительности, равны
0,25 /т1п. Кривые на рис. Х.62 выражают в минутах длительность подачи
и перерыва в подаче, которые находятся в зависимости от относительного
расхода о0 и наибольшей частоты циклов регулирования zmax.

При ступенчатом регулировании величине расхода газа V' соответ-
ствует в общем случае подача компрессора при двух чередующихся
производительностях > V' и << Vf, причем разность У£_г — Vt
представляет собой снижение производительности вследствие включения
Z-й ступени регулирования. Емкость ресивера в этом случае зависит
не от полной производительности компрессора, а только от указанной раз-
ности производительностей. Если число ступеней равно q и весь диапазон
производительности от 100 до 0% разбит ступенями регулирования на рав-
ные участки, то

где V — номинальная производительность компрессора.

Рис. Х.62. Зависимость времени подачи (кривые а) и времени перерыва в подаче
(кривые Ь) от а0 Для различных гтах

Обозначив дополнительно к предыдущему через ртаХ/ и рт[П. давления
в ресивере, соответствующие моментам включения ступени регулирования
и ее выключения, и через Др£- — их разность, получим из уравнения
(Х.42) требуемую емкость ресивера для случая ступенчатого регулиро-
вания	_

w   1 ' 900У . Рнач ф Трес
рес	Я zmaX Apf Тнач

При ступенчатом регулировании изменение производительности на одну
ступень вызывает только частичное изменение нагрузки на двигатель
и электрическую сеть, а пртому максимальная частота циклов регулирова-
ния допустима большей, чем при регулировании переводом на холостой
ход. Она должна назначаться с учетом числа ступеней регулирования
и может быть принята равной zmax = 60? час"1.

Емкость ресивера, определяемая по разности давления Дро приходя-
щейся на одну ступень регулирования, зависит от разбивки предельной
разности давлений в ресивере Др между ступенями регулирования. При-
меняются способы разбивки со следующим расположением разностей
давлений по отдельным ступеням: А — последовательным; Б — перекры-
вающим; В —совпадающим. Эти способы показаны на рис. X.63 для четы-
рехступенчатого регулирования.
Первый и третий способы могут рассматриваться как крайние слу-
чаи второго.

Каждая ступень регулирования обслуживает некоторый диапазон
расходов, ограниченный производительностями, соответствующими вклю-
чению и выключению регулирующего устройства данной ступени. После-
довательное включение (или выключение) двух ступеней регулирования
друг за другом 4-й и (i+l)-fi [или 4-й и (4—1)-й] возникает всегда, когда

Рис. Х.63. Разбивка предельной разности давлений в ресивере между
отдельными ступенями регулирования:

А — последовательное расположение разностей; Б — перекрывающее располо-
жение разностей; В—совпадающее расположение разностей

величина расхода V', убывая (возрастая), выходит за пределы диапазона,
ограниченного производительностями Vf+1 и Vt или, иначе говоря, диа-
пазона регулирования 4-й ступени. При возрастании расхода вслед за
выключением 4-й ступени выключается (4—1)-я ступень, а при его сниже-
нии последовательно включаются 4-я и (4 + 1)-я ступени регулирования.
На рис. Х.64 показаны кривые двухступенчатого регулирования для
случая последовательного включения двух ступеней.

Рис. Х.64. Кривая давлений в ресивере при двухступенчатом регулировании:

/ — действие / ступени регулирования для о0 = 60%; // — действие II ступени регулирования
для о0 = 40%; А — момент снижения расхода с 60 до 40%; и а2 — моменты включения / и II
ступеней регулирования; и Ь2 — моменты выключения первой и второй ступеней регулирования:
t' и 4" —- время цикла

При разбивке предельной разности давлений по способу перекрываю-
щего расположения разностей (случай Б, рис. Х.63) каждая ступень регу-
лирования осуществляется в диапазоне давлений

&Pi = Pmaxf pmln^ — Ртах Pmin — Рд = Др — Рд,
где рд— разность между максимальными или минимальными давлениями
в первой и последней (q) ступенях регулирования

Рд “ ртах ртах1 Pmin^ Pmin-

Величина р4 сокращает диапазон давлений ртаХ1 — Pminx и, следова-
тельно, вызывает увеличение необходимой емкости ресивера, но она не
может быть принята слишком малой, так как тогда возникает опасность
одновременного или весьма близкого по времени включения нескольких
ступеней регулирования и резких колебаний, производительности и мощ-
ности. При выборе рд рекомендуется пользоваться зависимостью

Рд=-^6-»	(Х.46)

1 + —
q

откуда для двухступенчатого регулирования (q — 2)

рд = 0,25 Ар;	(Х.46')

для четырехступенчатого регулирования (<? = 4)

рд = 0,40 Др.	(Х.46")

При разбивке предельной разности давлений по способу последова-
тельного расположения разностей (случай Л, рис. Х.63) находим, что для
9 = 2 величина рд = 0,5 Др и для q = 4 величина рд = 0,75 Др.
При этом вследствие снижения величины Др, потребная емкость ресивера
согласно формуле (Х.45) больше в 1,5 и соответственно в 2,4 раза, чем
требуется при рд по формулам (Х.46') и (Х.46"). Отсюда следует, что
разбивка предельной разности давлений по способу последовательного
расположения разностей нецелесообразна.

Разбивку предельной разности давлений по способу совпадающего
расположения (случай В, рис. Х.63) осуществляют в регулирующих
устройствах с изодромным автоматическим регулятором. Последний отли-
чается тем, что после включения очередной ступени регулирования он,
осуществляя самопереустановку, понижает предварительно установлен-
ное давление для включения следующей ступени до уровня первой.
Среди систем ступенчатого регулирования такое выполнение наиболее
совершенно: оно позволяет предельно сократить емкость ресивера или же
производить регулирование в суженном интервале давлений, не зависящем
от относительной производительности компрессора.

Группа компрессоров на компрессорных станциях часто работает
на общую сеть и обслуживается общим ресивером. Емкость ресивера в этом
случае следует определять так же, как для компрессора с многоступенча-
тым регулированием и рассчитывать по наибольшей включаемой произво-
дительности. Частота и порядок ввода в действие отдельных компрессоров
или их ступеней устанавливаются совместной настройкой регуляторов
производительности. Для регулирования производительности группы ком-
прессоров иногда применяют общий изодромный регулятор, который,
действуя по упомянутому выше принципу, осуществляет последовательное
включение или выключение машин при неизменных давлениях ртах и рга1п.

При плавном регулировании и отсутствии резких колебаний расхода
роль ресивера сводится к выравниванию колебаний давления вследствие
пульсирующей подачи. Емкость ресивера в этом случае выбирают так,
чтобы степень неравномерности давления, т. е. отношение разности между
максимальным и минимальным давлениями к среднему давлению, находи-
лась в пределах 0,01—0,02.
11. СИСТЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО УПРАВЛЕНИЯ

К системам автоматического управления компрессором, кроме уже рас-
смотренных устройств для автоматического регулирования и разгрузки
компрессора при пуске, относятся устройства для автоматического вклю-
чения охлаждающей воды, автоматической защиты, контроля и управле-
ния, включая пуск компрессора и его остановку [43; 44; ИЗ].

Устройства автоматического управления облегчают обслуживание,
уменьшают число обслуживающего персонала, повышают надежность
и экономичность работы компрессорной установки.

Повышение надежности достигается устройством сигнализации, забла-
говременно предупреждающей о приближении к аварийному состоянию.

Автоматизация может быть частичной или полной. При полной автома-
тизации устраняется труд дежурных машинистов и работы по обслужива-
нию сводятся главным образом к периодическому наблюдению показаний
контрольных приборов на щите диспетчера, часто находящегося за преде-
лами компрессорной станции, к пополнению запасов смазывающих масел
и выполнению ремонтных работ.

Современные средства позволяют автоматизировать компрессорную
станцию настолько, что она может работать «закрытой на замок», т. е.
не требуя систематического обслуживания. На линиях газопроводов дей-
ствуют оборудованные таким образом компрессоры не только с электриче-
ским приводом, но и газомоторные. При этом в зависимости от потребле-
ния сжатого газа обеспечивается регулирование производительности
с пуском и остановкой отдельных компрессоров по заданной программе
с учетом их исправности.

Однако в комплекс работ по обслуживанию компрессорной установки
входит много операций, не требующих значительных затрат труда, но
затруднительных для автоматизации, таких, как наполнение лубрикаторов
маслом, проверка его поступления в отдельные точки смазки и т. п. По-
этому полностью автоматизированные компрессорные установки встре-
чаются пока сравнительно редко. Исключение составляют лишь малые
установки с несложным по конструкции компрессором, который может
быть полностью автоматизирован сравнительно просто. В других случаях
применяют частичную автоматизацию, позволяющую ограничиться перио-
дическим обслуживанием компрессорной установки.

В общем случае система автоматизации осуществляет подготовку ком-
прессора к пуску, пуск его, контроль и регулирование при работе под
нагрузкой и остановку в случаях неисправности или отсутствия надоб-
ности в работе. Устройства для подготовки к пуску сблокированы с глав-
ным двигателем, и он не может быть пущен в случае неисправности в этих
устройствах, а также при отсутствии необходимых условий, например при
недостаточных давлениях масла в системе центральной смазки, воды —
в водопроводе, газа — во всасывающем коллекторе.

Контроль работы компрессора предусматривает замер производитель-
ности, давления и температур газа на всасывании и нагнетании у каждой
из ступеней компрессора, замер давления поступающей воды и ее темпера-
тур на входе в компрессор и на сливе из всех мест охлаждения, замер
давлений в системе центральной смазки до и после фильтра и непосред-
ственно перед вводом в коренные подшипники и параллели и замер темпе-
ратур масла после холодильника и в подшипниках. Контролируют также
утечку газа через сальники. В средних и крупных автоматизированных
компрессорных установках приборы, предназначенные для наиболее
ответственных из числа перечисленных замеров, передают свои показания
вторичным приборам на щите диспетчера, а некоторые из них снабжены
средствами световой и звуковой сигнализации, также расположенными
на щите диспетчера или у компрессора.

Автоматические устройства крупных установок сигнализируют по
уровню о недостаточности масла в маслосборнике и лубрикаторе и произво-
дят их пополнение. Они удаляют влагу из влагомаслоотделителей.

Автоматическая остановка компрессора предусматривается в случаях
перегрузки двигателя; недостаточного давления воды в водопроводе или
масла в системе центральной смазки; недопустимо высокого или низдого
давления газа по ступеням сжатия; чрезмерного повышения температуры
газа в цилиндрах, температуры вкладышей коренных подшипников или
масла в картере; появления сильных стуков в машине и по другим
причинам, зависящим от специфических условий работы компрессор-
ной установки или устройства компрессора и двигателя.

При определении уровня автоматизации следует избегать излишних
автоматических устройств, имея в виду, что это удорожает установку и что
сами автоматические устройства могут явиться причиной неполадок.
Следует также учитывать, что даже при самом высоком уровне автомати-
зации нельзя предотвратить аварий и неполадок в ненадежном компрес-
соре, а при надежной конструкции многие из устройств автоматической
защиты являются излишними.

Важным вопросом при проектировании автоматического управления
является выбор параметров, отклонение от которых требует остановки
компрессора с целью защиты от аварии. Рекомендуется выбирать те пара-
метры, на величину которых влияет не одно, а ряд условий, подлежащих
контролю. Так, например, целесообразно останавливать компрессор не при
снижении уровня масла в баке, а при падении давления масла после
фильтра, так как оно может произойти не только в случае отсутствия
масла, но и при неисправности насоса, повреждении маслопровода и за-
грязнении фильтра.

Параметром для защиты компрессора могут служить межступенчатые
давления газа; они повышаются в случае поломки клапанов следующей
ступени и снижаются при поломке их у / ступени. Другим параметром,
также отражающим поломки клапанов, являются температуры нагнетае-
мого газа, рост которых может быть вызван не только неисправностью
в работе клапанов, но и в системе охлаждения. Защита компрессора по
температуре нагнетаемого газа, а не по давлению, более удобна еще и по-
тому, что пониженные межступенчатые давления наблюдаются не только
при поломке клапанов / ступени, но и при пуске компрессора, а также
при значительном снижении конечного давления, что вовсе не требует
остановки компрессора.

Для удаления влаги из влагомаслоотделителей служат конденсацион-
ные горшки. На высоких ступенях сжатия конденсационные горшки рабо-
тают недостаточно надежно и в связи с этим применяются другие автома-
тические устройства, осуществляющие продувку влагомаслоотделителей
по уровню конденсата. Но большую четкость действия обеспечивают
новые системы, разработанные отделом автоматики ЛенНИИхиммаша,
которые включают продувку по времени, а выключают ее по давлению, воз-
растающему в промежуточной емкости, когда после конденсата начинает
вытекать газ.

Количество необходимых средств автоматики зависит от сложности
компрессорной установки, ее мощности и требований, предъявляемых
к надежности ее работы.

Автоматизация малых компрессоров с воздушным охлаждением, таких,
как гаражные, тормозные и ряд других, может быть ограничена устрой-
ством для их пуска и остановки по конечному давлению с простейшим
616
приспособлением для разгрузки при пуске. При водяном охлаждении
к ним добавляют устройство для отключения охлаждающей воды при
остановке и иногда для остановки при отсутствии охлаждающей воды.

Для более крупных компрессоров с целью
экономии энергии в ряде случаев целесообразно
устройство комбинированных систем регулирова-
ния производительности.

Рис. Х.65. Схема автоматического регулирования с двумя устройствами, осуществляю-
щими остановку компрессора или перевод его на холостой ход:

/ — компрессор; 2 — двухпозиционный регулятор электрического действия; 3 — запорный вентиль
охлаждающей воды; 4 — грязевая ловушка; 5 — вентиль для регулирования охлаждающей вбды;
6 — запорный клапан с электрическим управлением; 7 — электрический предохранитель на охлаж-
дающей воде; 8 — вентиль для дросселирования охлаждающей воды; 9 — золотник для перевода
компрессора на холостой ход; 10 — перепускная линия с нагнетатания на всасывание; 11 — обрат-
ный клапан; 12 — двухпозиционный пневматический регулятор; 13 — подвод давления; 14 — ру-
бильник; 15 — предохранитель; 16 — трансформатор напряжения; 17 — предохранитель от пере-
грузки; 18 — общий электромагнитный выключатель; 19 — включение на звезду; 20 — включение
на треугольник; 21 — реле времени пуска электродвигателя; 22 — электромагнитный трехходовой
клапан, выключающий регулирование холостым ходом; 23 — электромагнитный трехходовой кла-
пан, осуществляющий разгрузку при пуске; 24 — электромагнитный выключатель; 25 — реле вре-
мени, переключающее на регулирование остановками при длительном периоде холостого хода;
26 — реле времени, переключающее на регулирование холостым ходом при длительном периоде ра-
боты под нагрузкой; 27 — ручной переключатель для вывода из действия одного из регулирующих
устройств

Пример системы регулирования, состоящей из двух действующих
согласованно регулирующих устройств, где одно устройство осуществляет
регулирование остановкой компрессора, а другое — переводом его на
холостой ход, показан на рис. Х.65. Переключение с одного регулирую-
щего устройства на другое осуществляется автоматически двумя реле
времени 25 и 26, действие которых состоит в следующем: в момент прекраще-
ния подачи при регулировании переводом на холостой ход включается реле
времени 25, которое, если длительность холостого хода превышает уста-
новленное время, переключает компрессор на регулирование останов-
ками, и компрессор останавливается. При этом отключается реле вре-
мени 25 и включается реле времени 26. В свою очередь, реле времени 26
установлено на определенную длительность периода работы под нагруз-
кой. Если при работе компрессора этот период окажется больше установ-
ленного, происходит автоматическое отключение системы регулирования
остановками и включение регулирования холостым ходом с одновремен-
ным включением реле времени 25 вместо реле времени 26.

Реле 25, ограничивающее длительность холостого хода, вводится
в действие пневматическим регулятором производительности 12 в момент
перевода компрессора на холостой ход. Перевод с регулирования холостым
ходом на регулирование остановками достигается тем, что реле времени 25
посредством электромагнитного выключателя 24 замыкает ток в соленоиде
трехходового клапана 22. Одновременно с этим включается в цепь реле
времени 26 и выключается реле времени 25, так как клапан 22 переключает
цилиндр пневматического регулятора производительности 12 на атмосферу
и он, прекращая свое действие, опускается в нижнее положение. В то же
время компрессор возобновляет подачу, но продолжает ее лишь до тех пор,
пока электрический регулятор 2, установленный на несколько более высо-
кое давление, чем пневматический регулятор 12, не разомкнет цепь соле-
ноида общего электромагнитного выключателя 18 и этим остановит дви-
гатель. Пуск двигателя производится тем же электрическим регулятором 2
после снижения давления в ресивере на заданную величину и осущест-
вляется автоматически с переключением со звезды на треугольник. С рос-
том расхода сжатого газа сокращаются периоды остановок и увеличиваются
периоды работы под нагрузкой. Когда последние достигают установлен-
ного времени, реле 26, размыкая цепь соленоида электромагнитного
выключателя 24, вводит этим в действие систему регулирования холостым
ходом, а само выключается.

Электромагнитный трехходовой клапан 23 служит для разгрузки
компрессора при пуске. Он сообщен через выпускной канал регулятора
производительности 12 с поршневым золотником 9. Управление клапа-
ном 23 производится электромагнитом, который сблокирован с системой
пуска и остановки электродвигателя. При его остановке цепь электро-
магнита размыкается и клапан 23 сообщает цилиндр поршневого золот-
ника 9 с давлением в ресивере, перекрывая всасывание и устанавливая
систему на холостой ход. После пуска, в момент включения электродви-
гателя под нагрузку, в цепи электромагнита ток вновь замыкается, кла-
пан 23 переключает цилиндр сервопривода на атмосферу, и подача компрес-
сора возобновляется. На рис. Х.66 показан график комбинированного
регулирования. Предельная длительность периода холостого хода
tX0A (сек), на которую должно быть установлено реле времени 25, опреде-
ляется следующей зависимостью:

(W + Е) + b$tnycKNX0A w + E । n
tX0A =--------77----------=	---F 0,5fwx,	(Х.47)

где W — расход энергии на пуск электродвигателя по данным завода-из-
готовителя, дж; Е — расход энергии на разгон маховика компрессора,
дж; Nхол — мощность холостого хода, потребляемая электродвигателем
из сети, вт (NX0A 0,3NHOM, где NH0M — номинальная потребляемая
мощность); tnycK — время пуска, сек; 0,5tnyCK NX0Jl — приближенный
расход энергии на вращение компрессора в период пуска, дж.
При числе переводов на холостой ход zmaX1, которое допустимо в течение
одного часа (стр. 610), относительное время холостого хода равно

V =	3600

(Х.48)

При этом относительное время подачи, соответствующее наименьшей
величине производительности при регулировании переводом на холостой
ход, составляет

2 max ^хол

(Уо = 1 — v = 1	3600

(Х.49)

Более низкая производительность достигается регулированием оста-
новками.

1 — расход сжатого воздуха; 2 — давление в ресивере; 3 — мощность при полной
нагрузке; 4 — мощность холостого хода; 5 — мощность при пуске: at — период
регулирования холостым ходом; а2 — период регулирования остановками

Обратный перевод на холостой ход должен быть произведен, когда воз-
растающая производительность достигает той же величины а0. Если макси-
мально допустимое число пусков в течение одного часа при регулировании
остановками равно zmax2, то длительность времени подачи tподачи (сек),
при которой реле 26 (рис. Х.65) должно осуществить перевод на регулиро-
вание холостым ходом, равно

,	__ 3600ао

''подачи — “I

*тах2

(Х.50)

Двухступенчатые компрессоры средней и большой производительности
для пневматики выполняют с двухступенчатым или многоступенчатым
регулированием, с автоматическим пуском и разгрузкой, с устройством
для отключения воды при остановке и с тепловой защитой от перегрузки
электродвигателя. Аварийная остановка компрессора должна произво-
диться в случаях снижения давления поступающей воды или давления
масла за фильтром ниже допустимых, а также при превышении установ-
ленной температуры воздуха, нагнетаемого / и II ступенями. Щит кон-
трольных приборов снабжают световой и звуковой предупредительной
сигнализацией.

Устройствами для автоматической разгрузки компрессора при пуске
управляет электромагнитный выключатель, цепь которого размыкается
при остановке электродвигателя и замыкается вновь в конце пуска. Пере-
становка разгружающих органов производится действием сжатого газа,
причем в одних системах разгрузка достигается подводом к сервоприводам
давления, а в других, наоборот, переключением их с давления на атмо-
сферу.

На рис. Х.67 показана схема автоматического регулирования произ-
водительности и разгрузки двухступенчатого компрессора низкого давле-
ния для воздуха. Регулирование осуществляется присоединением допол-
нительных полостей, разгрузка — выпуском сжатого воздуха в атмосферу.
Цилиндры I и II ступеней компрессора выполнены с четырьмя дополнитель-
ными полостями, рассчитанными на последовательное снижение производи-
тельности через 25% до 0%. Сжатый воздух конечного давления под-
водится от ресивера 1 к автоматическому регулятору 2, устройство
которого видно на рис. Х.58.

При полной производительности сжатый воздух свободно проходит
через регулятор и трубки 3.к клапанам 4 (рис. Х.44, а), присоединяющим
дополнительные полости, и, действуя на поршни клапанов, держит их
закрытыми. Когда конечное давление становится выше установленного,
регулятор переключает первый из четырех отводов 3 на атмосферу. Этим
снимается давление с поршней первой пары клапанов. Давление воздуха
в цилиндре компрессора открывает клапаны и первые дополнительные
полости — по одной у I и II ступеней — присоединяются к полостям
цилиндров, вследствие чего производительность снижается до 75%. При
дальнейшем росте конечного давления присоединяется вторая пара допол-
нительных полостей — производительность снижается до 50%. Затем
могут произойти присоединения третьей и, наконец, четвертой пары, вле-
кущие за собой снижение производительности до 25 и до 0%.

Действие системы разгрузки состоит в следующем. При остановке дви-
гателя размыкается цепь электромагнитного выключателя 5 и груз 6
опускается, поворачивая рычаг 7, на котором он закреплен. В результате
этого оба шарика 8 и 9 первичного переключателя приходят в верхнее поло-
жение, и полость над диафрагмой а вторичного переключателя 10 оказы-
вается под давлением. Действуя через стержень 6, давление опускает
шарик с до посадки на нижнее седло, переключая при этом систему регу-
лирования и разгрузки с давления в ресивере на атмосферное.

Система регулирования допускает снижение производительности до
нуля, но она действует на принципе присоединения дополнительных поло-
стей и не может служить для разгрузки при пуске. Разгрузка осущест-
вляется посредством перепускного клапана 11, установленного на холо-
дильнике между I и II ступенями, и двух разгрузочных клапанов 12 на
цилиндре II ступени. Устройство перепускного клапана показано отдельно
на рис. Х.68, а устройство разгрузочных клапанов — на рис. Х.67 (низ).
G падением давления в системе разгрузки клапан 11 открывается, обеспе-
чивая свободный перепуск после I ступени. Следующее за этим открытие
клапанов 12 вызывает во ZZ ступени снижение начального давления до
атмосферного. Вследствие переключения системы регулирования на атмо-
сферное давление все дополнительные полости присоединяются. При после-
дующем пуске компрессора сжатие в цилиндре II ступени, начинающееся
с атмосферного давления, происходит до некоторого промежуточного
давления, пониженного против нормального давления нагнетания II сту-
пени. Таким образом, достигается удовлетворительная разгрузка. Обрат-
ное включение компрессора в нормальную работу производится давлением
газа из ресивера, на которое переключаются системы регулирования и раз-
грузки после возбуждения соленоида электромагнитного выключателя 5.
В случае пуска, проводимого при отсутствии давления в ресивере,
620
9

Рис. Х.67. Схема четырехступенчатого автоматического регулирования присоединением дополнительных полостей

-из цилиндра
включение в работу задерживается. Частичное повышение давления в ре-
сивере, которое способна создать // ступень, работая с включенными
дополнительными полостями при выключенной / ступени, происходит
медленно, и в случае ресивера большой емкости холостой ход оказывается

длительным.

Затруднительность включения компрессора в работу при отсутствии
давления в ресивере свойственна всем системам, где разгрузка осущест-
вляется сбросом давления из сервоприводов. Системы разгрузки, осу-
ществляемые подводом давления к сервоприводам, свободны от этого
недостатка. Применение таких систем целесообразно для одноступенчатых
и двухступенчатых компрессоров. При большем числе ступеней они тоже

не дают хороших результатов, так как
в этом случае при отсутствии давления
в нагнетательной сети нет возможности
произвести разгрузку первых ступеней.
Для автоматической разгрузки многосту-
пенчатых компрессоров целесообразно
поэтому применять гидравлические си-
стемы, у которых в процессе пуска ком-
прессора создается давление, нужное для
включения компрессора в работу.

Система регулирования, представлен-
ная на схеме рис. Х.67, осуществляемая
Последовательным включением очередных
ступеней регулирования по мере повы-
шения давления нагнетания, имеет недо-
статок в том, что давление нагнетания
изменяется в широких пределах. В но-
вейших компрессорах, во избежание по-
терь энергии, связанных с избыточным
сжатием газа, применяют другие системы,

отличающиеся тем, что включение всех ступеней регулирования проис-
ходит при одинаковом давлении нагнетания (способ В на рис. Х.63).
Такие системы, действующие на контактных релейных элементах или,
что лучше, на транзисторных бесконтактных логических элементах,
основаны на том, что включение следующей ступени регулирования
может произойти только через вполне определенный, установленный для

компрессора период времени и лишь при условии, что к концу этого
периода давление нагнетания равно или выше заданного для включений.
Выключение производится также по времени с условием, что давление
нагнетания равно заданному для выключений или ниже его.

Время между включениями или выключениями очередных ступеней
регулирования выбирают с учетом емкостей в нагнетательной линии, при-
чем таким образом, чтобы при самом неблагоприятном изменении расхода
в сети изменение давления не вышло за допустимые пределы.

Устройство для автоматического выключения охлаждающей воды при-
меняют в компрессорах с прерывистым регулированием для прекращения
расхода воды во время перерывов в подаче. Устройства соответственно
способу регулирования имеют электрическое или пневматическое управ-
ление. Устройство с электрическим управлением (рис. Х.69) действует
следующим образом: при пуске электродвигателя замыкается цепь соле-
ноида 1 и связанный с его сердечником перекладной клапан-2 поднимается
до посадки на свое верхнее седло, сообщая этим полость над диафрагмой 5
с давлением в водонапорной магистрали, действием которого открывается
клапан 3. При остановке электродвигателя цепь соленоида размыкается,
перекладной клапан 2 опускается на свое нижнее седло и сообщает полость
над диафрагмой 5 со сливом, а пружина 4 закрывает клапан.

В клапане пневматического действия, показанном на рис. Х.70, доступ
охлаждающей воды к компрессору прекращается под влиянием давления
сжатого газа на диафрагму, подводимого одновременно к клапану и к регу-
лирующим органам для осуществления холостого хода.

Рис. Х.69. Устройство для автоматического выключения
охлаждающей воды с электрическим управлением

Сжатый газ—.

Рис. Х.70. Клапан пневматического дей-
ствия для автоматического выключения
охлаждающей воды

В системе автоматического управления контроль за поступлением
охлаждающей воды осуществляет обычно контактный манометр, устанав-
ливаемый на водяной линии после входного вентиля. Защита от перегрузки
производится температурным реле, включенным в главную силовую
линию электродвигателя и выбранным в строгом соответствии с нормально
потребляемой мощностью. Такие
приборы включают последовательно
в цепь управления электродвигате-
лем, размыкание которой в любом
месте производит остановку. В ком-
прессорах, где регулирование осуще-
ствляется тоже путем остановок,
включение этих приборов в элек-
трическую схему решается весьма
просто (рис. Х.65).

На компрессорных станциях,
оборудованных несколькими ком-
прессорами, можно ограничиться
устройством для ступенчатого или

плавного регулирования производительности только у некоторых ком-
прессоров, так как если требуемое снижение равно производительности
одного компрессора, то всегда экономичнее его осуществить остановкой
одной машины, чем снижением производительности несксльких.

Пуск и остановку одних компрессоров и регулирование других следует
производить от общего прибора, управляющего производительностью
всей станции.

Крупные компрессоры оборудованы приводной задвижкой на всасы-
вании, приводным запорным вентилем на нагнетании и приводными бай-
пасными вентилями для разгрузки при пуске. Для осуществления подачи
масла еще до пуска в ход компрессора его масляный насос и лубрикатор
снабжают индивидуальным электродвигателем. Для работы во взрыво-
опасных помещениях главный электродвигатель выполняют продувае-
мым, применяя вентиляторы с отдельными электродвигателями.

Подготовка к пуску таких компрессоров производится открытием
задвижки на всасывании, байпасного вентиля и задвижки на воде и вклю-
чением в действие масляного насоса, лубрикатора и вентиляторов про-
дувки главного электродвигателя, для чего включаются электродвига-
тели этих устройств. По истечении заданного времени вводится в действие
главный двигатель, а после дополнительной выдержки открывается вен-
тиль на нагнетании, закрываются байпасные вентили и компрессор при-
нимает нагрузку. Все эти операции могут быть осуществлены автома-
тически.

Если подготовка к пуску не автоматизирована, то предусматривается
блокировка, исключающая возможность запуска главного двигателя
в случае невыполнения хотя бы одной подготовительной операции.

Остановка компрессора производится повторением всех пусковых
операций, но в обратной последовательности.

В случае автоматизации компрессоров, находящихся во взрывоопас-
ных помещениях, применяют преимущественно автоматические приборы
пневматического действия. В ряде случаев допускают электрические
приборы с питанием от сухого элемента напряжением до 1,5 в через со-
противление, ограничивающее силу тока в 40 ма. К ним, в частности,
относятся термометры сопротивления.

Контрольный щит диспетчера оборудуют сигнальными лампами, рас-
положенными на мнемонической схеме компрессора в местах, соответ-
ствующих точкам производимых измерений. Цвет ламп указывает на
нормальное состояние измеряемого параметра, приближение к опасному
состоянию и на опасное состояние. Сигнальные лампы в необходимых
случаях показывают также положение задвижек и вентилей.
Глава YI КОНСТРУКТИВНОЕ ВЫПОЛНЕНИЕ
Л1 ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

Основные конструктивные черты различных компрессоров и тенден-
ции новых конструктивных решений видны наиболее отчетливо при сопо-
ставлении машин, близких друг другу по производительности, по какому-
либо из других важных параметров или по назначению. Сравнивая такие
машины, можно выявить некоторую общность решений в выборе типа
компрессора, в устройстве цилиндров и механизма движения, в выпол-
нении систем охлаждения и смазки, в общей компоновке компрессора
и его сочетании с двигателем.

1.	КОМПРЕССОРЫ МАЛОЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

Характерными особенностями большинства компрессоров малой про-
изводительности являются их многооборотность (частота вращения 16 сек"1
и выше), бескрейцкопфное выполнение, установка вала на подшипниках
качения, смазка цилиндров разбрызгиванием из картера.

Компрессоры малой производительности предназначаются как для
стационарных, так и для передвижных компрессорных станций.

Приводом для компрессоров передвижных станций служит главным
образом двигатель внутреннего сгорания, который обеспечивает автоном-
ность действия этих станций. Корпуса двигателя и компрессора часто
соединяют фланцами; при этом достигается соосность обеих машин без
применения установочной плиты. Валы двигателя и компрессора соеди-
няют фрикционной муфтой, которую включают после пуска двигателя
или центробежной муфты (рис. VI 1.138), самовключающейся после дости-
жения достаточных оборотов. Широко распространены установки, в ко-
торых, как и у мото компрессоров, двигатель внутреннего сгорания выпол-
нен заодно с компрессором, т. е. имеет с ним общую раму и механизм дви-
жения.

Передвижные компрессорные станции, предназначенные для эксплу-
атации в условиях с обеспеченным снабжением электроэнергией, выпу-
скаются также с электродвигателями. Для шахтных передвижных ком-
прессорных станций применяют рудничный взрывобезопасный асинхрон-
ный короткозамкнутый электродвигатель с взрывобезопасной пусковой
аппаратурой.

Компрессоры передвижных станций выполняют с воздушным охлажде-
нием. Цилиндры в большинстве конструкций расположены V-образно
или W-образно, и воздушный поток, создаваемый вентилятором, направ-
лен перпендикулярно плоскости их расположения (см. рис. IV. 1). Для
усиления отвода тепла наружная поверхность цилиндров выполняется
оребренной. У малых компрессоров гаражного типа отдельный венти-
лятор отсутствует. Его заменяет маховик со спицами в виде крыльчатки.

Компрессор (рис. XI. 1), предназначенный для передвижных компрес-
сорных станций, рассчитан на производительность 83 дм3!сек (5 мЧмин)
Рис. XI.l. V-образный сдвоенный компрессор для передвижных компрессорных станций
Рис. XL2. Двухступенчатый компрессор на 50 дмУсек (3 м3/мин) с водяным охлаждением (Ереванский компрессорный завод)
при п = 17,5 сек-1 (1050 мин-1) и на конечное давление 0,8 Мн/м2. При-
водом компрессора служит бензиновый карбюраторный четырехтактный
двигатель. Потребляемая им мощность — 37 кет. Сжатие производится
в четырех цилиндрах, расположенных по сдвоенной V-образной схеме,
два из которых принадлежат I ступени и два — II ступени. Ход поршней
5 = 100 мм, диаметры цилиндров D — 200/115 мм. Поршни / ступени
выполнены облегченными из алюминиевого сплава, и масса их прибли-
зительно равна массе поршней II ступени, отлитых из чугуна. Благодаря
этому достигается уравновешивание сил инерции первого порядка по-
средством противовесов. Смазка компрессора осуществляется разбрыз-
гиванием с постоянного уровня. Регулирование компрессора производится
свободным перепуском воздуха с нагнетания II ступени в атмосферу при
одновременном снижении частоты вращения компрессора до 7—8 сек-1.

Компрессоры с воздушным охлаждением применяют также для работы
в стационарных условиях, но двигатель внутреннего сгорания заменяют
фланцевым электродвигателем. При воздушном охлаждении следует
устанавливать дефлекторы, наличие которых улучшает охлаждение ци-
линдров и снижает шум вентилятора, затрудняющий обслуживание
компрессоров в закрытом помещении. Для снижения шума следует также
выбирать для вентилятора умеренные числа оборотов и избегать завихре-
ний на лопастях крыльчатки.

Небольшие компрессоры, предназначенные для стационарных условий
работы, выполняются и с водяным охлаждением. На рис. XI.2 показан
такой компрессор производительностью 50 дм3/сек (3 м3/мин) на 0,9 Мн/м2,
выпускаемый Ереванским компрессорным заводом. Двухступенчатый,
двухцилиндровый компрессор V-образного типа оборудован полосовыми
беспружинными клапанами и системой циркуляционной смазки криво-
шипно-шатунного механизма от шестеренчатого насоса. Частота вращения
компрессора 16 сек-1 (960 лин-1), потребляемая мощность на валу 20 кет.
Привод от асинхронного электродвигателя через эластичную муфту,
являющуюся маховиком компрессора. Автоматическое прерывистое регу-
лирование осуществляется остановками двигателя. Такие компрессоры
выпускаются также четырехцилиндровыми на удвоенную производитель-
ность и, кроме того, одноступенчатыми двух- и четырехцилиндровыми для
пониженных давлений.

2.	КОМПРЕССОРЫ СРЕДНЕЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

Отечественные и зарубежные заводы строят компрессоры средней
производительности горизонтальными (оппозитными), угловыми и вер-
тикальными. Меньшие из оппозитных компрессоров, выполняемые двух-
рядными, имеют двухколенчатый вал на подшипниках скольжения с не-
разрезными вкладышами, сравнительно простую раму с прилитыми парал-
лелями (см. рис. VII. 129) и фланцевый электродвигатель (рис. XI.3).
В них с целью уменьшения длины машины маслосниматель объединен
с< сальником, промежуточный фонарь отсутствует и применены укорочен-
ные шатуны. Кривошипные головки имеют косой разъем, что удобно
для разборки. Вал и другие части механизма движения легко доступны
для демонтажа. Такие двухступенчатые воздушные компрессоры выпу-
скаются на давление 0,9 Мн/м2 и различную производительность, начиная
от0,16л<3/сек, и работают при частотах вращения до 16,7 сек"1 (1000 мин-1).

Угловые компрессоры занимают меньшую площадь, но их динамическая
уравновешенность, достигаемая посредством тяжелых противовесов, полу-
чается менее полной, чем у оппозитных компрессоров, так как силы инер-
ции второго порядка остаются неуравновешенными и, суммируясь, дают
значительную равнодействующую. Одноколенчатый вал угловых компрес-
соров, расположенный у многих машин на подшипниках качения, более
прост, но станина сложнее.

Вертикально-горизонтальный двухступенчатый воздушный компрес-
сор производительностью 0,5 м3/сек (30 м3/мин) на 0,9 Мн/м2, показанный
на рис. IV. 14, компактен и хорошо оформлен. Его промежуточный холо-

Рис. XI.3. Горизонтальный оппозитный двухступенчатый компрессор малой
производительности («Ингерсолл-Рэнд», США)

дильник, встроенный в станину, выполнен из оребренных труб эллипти-
ческого сечения. Компрессор имеет действующее автоматически ступен-
чатое регулирование для снижения производительности от 100 до 60%.
Оно осуществляется присоединением дополнительных полостей постоян-
ного объема к верхней полости цилиндра / ступени и к передней полости
цилиндра II ступени. Регулятором служит электроконтактный манометр,
который с помощью пневматических золотников электромагнитного дей-
ствия управляет включением дополнительных полостей. Компрессор
имеет, кроме того, автоматическую защиту, которая останавливает
его при падении давления в системе циркуляционной смазки или при
перегрузке электродвигателя, а также звуковую и световую сигнализа-
цию, которые действуют в случаях недопустимого повышения темпе-
ратуры нагнетаемого воздуха по ступеням сжатия.

Вертикально-горизонтальный шестиступенчатый компрессор произ-
водительностью 0,2 м3/сек (12 м?!мин) на 22 Мн1м\ выполненный на

той же угловой базе, представлен на рис. XI.4.
После каждой из ступеней сжатия газ охлаждается
в холодильнике. Влагомаслоотделители установлены
после холодильников III, IV, V и VI ступеней.
Перед концевым холодильником находится буфер-
ная емкость. Система контроля и управления обе-
спечивает измерение параметров с сигнализацией

Успъ

I сяк

Цилиндр Bcm.

Рис. XI.4. Вертикально-горизонтальный шестиступенчатый компрессор, V — 0,2 м3/сек
(12 м3/мин\, рк = 22 Мн/м2\ S = 220 мм; п = 8,33 сек"1 (500 мшГ1), масса 7135 кг (завод
«Борец», Москва)

при отклонении основных от установленного значения и остановку элек-
тродвигателя, если какой-либо из этих параметров выходит за допусти-
мые пределы.

Выполнение многоступенчатых угловых компрессоров на двухрядных
базах целесообразно только с точки зрения унификации баз. Для удобства
эксплуатации, для уменьшения перетечек газа и возможности унификации
цилиндров многоступенчатые компрессоры лучше создавать на угловых
базах с большим числом рядов (рис. IV. 13 и IV. 15).

Вертикальные многоступенчатые компрессоры имеют наименьшие
габариты в плане, причем в тех случаях, когда не предъявляют повышен-
630
ных требований к динамиче-
ской уравновешенности, ком-
прессоры средней произ-
водительности выполняют
двухрядными. На рис. IV.2
показан двухрядный пяти-
ступенчатый вертикальный
компрессор для воздуха про-
изводительностью 57 дм3/сек
(3,4 м3/мин) на 40 Мн/м2,
выпускаемый Сумским маши-
ностроительным заводом им.
Фрунзе. В одном его ряду
расположены I ступень двой-
ного действия и IV ступень,
в другом ряду — III, II и V
ступени.

Уплотнение цилиндров I
и III ступеней со стороны
картера производится порш-
невыми кольцами. В связи
с этим для смазки механизма
движения должно применять-
ся то же компрессорное
масло, что и для смазки ци-
линдров.

Среди новых многоступен-
чатых компрессоров средней
производительности преобла-
дают оппозитные. Иногда
(при небольших поршневых
силах и отсутствии достаточ-
но малой базы) отказыва-
ются от характерного для
оппозитных компрессоров вы-
полнения с расположением
в каждом ряду по одному
цилиндру и соединяют не-
сколько ступеней в диффе-
ренциальные блоки. Так вы-
полнен двухрядный шести-
ступенчатый компрессор для
водорода (рис. XI. 5), про-
изводительность которого
0,333 м3/сек (20 м3/мин).
Конечное давление этого ком-
прессора 32 Мн/м2.

База компрессора М10, ход
поршня 220 мм, частота вра-
щения 8,33 сек"1 (500 мин"1),
диаметры цилиндров — 420;
270; 185; 120; 66 и 42 мм,
масса компрессора 7,3 т,
мощность электродвигателя
320 кет.
3.	КОМПРЕССОРЫ БОЛЬШОЙ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

Компрессоры большой производительности строят почти исключи-
тельно оппозитными. Производство ранее распространенных Г- и П-образ-
ных горизонтальных компрессоров, а также вертикальных прекращено
почти всеми компрессоростроительными заводами в Советском Союзе
и за рубежом. Ради унификации производства оппозитными горизонталь-
ными выполняют также специальные компрессоры — без смазки цилинд-
ров и сверхвысокого давления, которые в вертикальном виде по усло-
виям работы имели бы некоторые преимущества.

К крупным П-образным компрессорам, выпускавшимся для азотно-
туковой промышленности Сумским машиностроительным заводом
им. Фрунзе, относится унифицированный горизонтальный шестиступен-
чатый компрессор, внешний вид которого показан на рис. IV.3, а вид
в плане на рис. XI.6. Производительность компрессора 5,8 м3/сек
(345 м*1мин), конечное давление 32 Мн/м2; ход поршня 1000 мм; частота
вращения 2,50 сек"1 (150 мин"1); диаметры цилиндров 1420; 830; 470; 322;
230Г138 мм; масса 180 000 кг (без электродвигателя); мощность синхрон-
ного электродвигателя 5400 кет. Компрессор предназначен для сжатия
газов различного состава и имеет ряд модификаций. В некоторых произ-
водствах газ на пути из III в IV ступень проходит через водяные скруб-
беры, в которых в зависимости от состава теряет до 20% первоначаль-
ного объема. У компрессоров, выполненных для работы без отбора газа,
увеличены диаметры цилиндров последних трех ступеней.

В одном ряду компрессора последовательно расположены цилиндры
II и I ступеней, в другом ряду — III, IV, V и VI ступеней.

Ступени /, II и III двойного действия, остальные — одинарного.
Цилиндры трех первых ступеней для лучшего охлаждения выполнены
без втулок, поршни их подвешены. Уплотнение крышек цилиндров,
клапанов и других элементов компрессора достигается притиркой сопря-
женных поверхностей. Плавное регулирование производительности в пре-
делах от 100 до 70% осуществляется динамическим отжимом всасывающих
клапанов I ступени. С целью регулирования давления газа в системе
очистки после III ступени объем всасывания IV ступени также регу-
лируется динамическим отжимом всасывающего клапана.

Лубрикаторы для смазки цилиндров и сальников снабжены отдельным
электродвигателем и установлены возле главного двигателя между рядами
компрессора. Насос циркуляционной смазки с приводом от индивидуаль-
ного электродвигателя расположен в подвале машинного зала.

Холодильники ступеней низкого давления, включая III ступень,
выполнены элементными, а ступеней высокого давления — типа «труба
в трубе». Вся межступенчатая аппаратура компрессора размещена в под-
вале. Газопровод и водопровод выполнены аналогично показанным на
рис. IX.38 и IX.39 (вкладка в конце книги).

Компрессор (рис. XI.6) первоначально имел частоту вращения 2,08 сек"1
(125 мин"1), производительность 4,45 мЧсек и двигатель мощностью
4000 кет, но на некоторых предприятиях химической промышлен-
ности был интенсифицирован путем повышения частоты вращения до
2,50 сек"1. Пропорционально частоте вращения увеличены производи-
тельность компрессора и мощность двигателя. Последние из компрес-
соров, выпущенных Сумским машиностроительным заводом им. Фрунзе,
имеют также повышенную частоту вращения и параметры, указанные
в начале описания.

Четырехрядный двухступенчатый воздушный оппозитный компрессор,
показанный на рис. XI.7 и XI.8, созданный по техническому проекту
632
Рис. Х1.6. Унифицированный шестиступенчатый компрессор по рис. IV.3. Установка в плане:

/ — гидрозатвор; 2—буферная емкость I ступени; 3 — холодильник / ступени; 4 — влагомаслоотделитель I ступени; 5 — холодильник It сту-
пени; 6 — влагомаслоотделитель II ступени; 7 — холодильник III ступени; 5 — влагомаслоотделитель III ступени; 0 —буферная емкость IV сту-
пени; /0 — холодильник IV ступени; 11 — в л агомасл ©делитель IV ступени; 12 — буферная емкость V ступени; 13— холодильник V ступени; 14 —
влагомаслоотделитель V ступени; 15—буферная емкость VI ступени; 16— холодильник VI ступени; 17 — влагомаслоотделитель VI ступени;
18 — коллектор предохранительных клапанов; 19— щит манометров; 20 — бак масляной продувки; 21 — сепаратор; 22 — бак продувки; 23 —
сливная воронка; 24— агрегат смазки цилиндров; 25—механизм для проворачивания.
ЛенНИИхиммаша, выпускается Пензенским компрессорным заводом.
Производительность компрессора 1,67 м?!сек (100 мЧмин), конечное
давление 0,9 Мн!м2, частота вращения 8,33 сек"1 (500 мин"1), масса ком-
прессора с промежуточным холодильником 12,7 т. Машина выполнена
на нормализованной базе М10, имеет ход поршня 220 мм и диаметры ци-
линдров 620 мм I ступени и 370 мм II ступени. Приводом компрессора
служит синхронный электродвигатель консольного типа мощностью
630 кет.

Компрессор оборудован прямоточными клапанами одинакового раз-
мера для обеих ступеней. Промежуточный холодильник, расположенный

Рис. XI.7. Двухступенчатый четырехрядный оппо
зитный компрессор для воздуха (Пензенский ком-
прессорный завод)

над цилиндрами, опирается
на четыре патрубка и сооб-
щает нагнетательные полости
двух цилиндров / ступени
со всасывающими полостями
двух цилиндров II ступени.
Угол смещения парных ко-
лен вала 90° (рис. VII. 120).
На входе в холодильник и на
выходе предусмотрены буфер-
ные емкости большого объе-
ма, заключенные в кольце-
вых камерах вокруг трубного
пучка. Буферные емкости
всасывающей и нагнетатель-
ной линий компрессора нахо-
дятся под цилиндрами I и II
ступеней и сообщаются пат-
рубками с двумя цилиндрами
каждой ступени.

Всасывание и нагнетание
из полостей I и II ступени
происходит поочередно четы-

режды с равными интервалами в течение одного оборота вала. В резуль-
тате достигнутой при этом большой плавности потока газа, а также
применения прямоточных клапанов повышена экономичность компрес-
сора — удельный расход энергии на валу составляет 307,2 кдж!м?
[5,12 квт1(м?1мин) ].

Регулирование компрессора выполнено четырехступенчатым со сни-
жением производительности через 25% до нуля. Первые три ступени регу-
лирования осуществляют попарным выключением рабочих полостей
цилиндров I и II ступеней. Для этого открывают перепускные клапаны
(рис. Х.24), соединяющие рабочие полости со всасывающим каналом
цилиндра. Для полной разгрузки компрессора — перевода на холостой
ход (четвертая ступень регулирования) — открывают вентиль, сообщаю-
щий нагнетательную линию с атмосферой или со всасывающим трубо-
проводом. Выключение рабочих полостей противолежащих друг другу
цилиндров / и II ступеней компрессора производится одновременно,
причем во избежание повышения неравномерности вращения и пульсации
тока в электрической сети при выключении у одного из цилиндров рабочей
полости со стороны вала, у другого она выключается со стороны крышки.

Автоматическое регулирование компрессора, осуществляемое посред-
ством контактного манометра и блока транзисторных бесконтактных эле-
ментов, действует путем последовательного увеличения или снижения
производительности с включением или выключением через определенные
Рис. XI.8. Разрез по цилиндрам I и II ступеней компрессора по рис. XI.7
интервалы времени следующих ступеней регулирования, если'давление
в ресивере остается выше или ниже нормального.

Кроме регулирования автоматическй производится программный пуск
и остановка компрессора, контроль основных параметров (температур
нагнетаемого воздуха и масла на сливе, давлений воздуха по ступеням,
масла и охлаждающей воды). В компрессоре имеются предварительная и
аварийная сигнализации, а также защита и блокировка, которые про-
изводят аварийную остановку компрессора и исключают возможность не-
правильного пуска.

Применив цилиндры и механизм движения этого компрессора, Лен-
НИИхиммаш и Пензенский компрессорный завод создали машину поло-
винной производительности. Она имеет по одному цилиндру I и II сту-
пеней и отличается регулированием производительности, которое осу-
ществляется присоединением дополнительной полости к одной из рабочих
полостей цилиндров обеих ступеней, выключением другой рабочей по-
лости и перепуском с нагнетания на всасывание. Действие такой системы,
описанное на стр. 599, обеспечивает четырехступенчатое регулирование
с равными интервалами производительности в диапазоне 100—0%.

Шестирядный шестиступенчатый компрессор (рис. IV.5, см. вкладку
в конце книги) выполнен на базе 6М40 и предназначен для сжатия
азотноводородной смеси от атмосферного давления до 32 Мн/мР. Его
производительность 5,17 мЧсек (310 мамину, частота вращения 5 сек'1
(300 лшн'1); ход поршня 450 мм', масса 101 т (без аппаратуры); мощ-
ность синхронного электродвигателя 500 квт. Компрессор выполнен по
схеме

II------

I------

I------

III

IV—yp—Vl
V—yp—VI

Его первые три ступени двойного действия, причем I ступень выпол-
нена в двух цилиндрах. Цилиндры IV—VI ступеней, расположенные
в одном ряду, и V—VI ступеней, расположенные — в другом, составляют
дифференциальные блоки.

Диаметры цилиндров по ступеням; 1000; 720; 420; 380; 260 и 100 мм.
Материалом цилиндров первых трех ступеней служит чугун. Цилиндры IV,
V и VI ступеней стальные кованые, но с чугунными втулками. Клапаны
первых трех ступеней — прямоточные, следующих — кольцевые. Поршни
/ ступени — сварные стальные, II и III — литые чугунные, дифферен-
циальные поршни IV—VI и V—VI ступеней — стальные составные.
Все штоки — из легированной стали, азотированные.

Регулирование производительности компрессора выполнено шести-
ступенчатым и осуществляется последовательным присоединением допол-
нительных полостей к цилиндрам первой и второй ступеней. Произво-
дительность изменяется с интервалами в 6% в диапазоне от 100 до 70%.
Шесть дополнительных полостей расположены по две в крышках цилинд-
ров первой и второй ступеней. Они присоединяются последовательно
к ступеням компрессора в порядке I—I—II—I—I—II (стр. 571—573).

После каждой из ступеней компрессора газ проходит холодильник
и влагомаслоотделитель. Перед каждым цилиндром и после него уста-
новлены буферные емкости. Вся межступенчатая аппаратура находится
в подвальном помещении. Уровень пола компрессорного зала расположен
на отметке 4,8 м.

Газопровод, соединяющий цилиндры и аппараты, включает в себя
также байпасные линии с нагнетания I и VI ступеней на всасывание
1 ступени, а также линии предохранительных клапанов, аварийных про-
636
дувок, масляных продувок и отвода утечки из сальников. Главные вен-
тили и задвижки газопровода и водопровода, а также байпасные вентили
оборудованы электроприводом для дистанционного управления. Контроль,
защита и блокировка компрессора автоматизированы. Предусмотрена
система дистанционного программного пуска и остановки.

Вспомогательную аппаратуру крупных компрессоров иногда уста-
наливают вне здания. В этом случае помещение компрессорной станции
может быть выполнено бесподвальным. Компрессорные помещения строят
также с открытым подвалом, т. е. с расположением подвального обору-
дования в первом этаже здания, не имеющим стен. Преимущество такого
решения состоит не столько в уменьшении затрат на строительство, сколько
в большей безопасности эксплуатации при сжатии взрывоопасных газов:
взрывы чаще всего возникают вследствие утечки и накапливания таких
газов в закрытом подвальном помещении при неисправности аппаратов
и аппаратуры.

Для сжатия очень больших количеств газа до высоких давлений целе-
сообразно применять комбинированные установки с первоначальным
сжатием в центробежных компрессорах и последующим — в поршневых.
Минимальная производительность, при которой экономически выгодно
применение центробежного компрессора, зависит от конечного давления
и плотности газа и для газов, близких по плотности к воздуху, опреде-
ляется ориентировочно по формуле

V = 3pK,

где V — производительность центробежного компрессора, м3/сек\ рк —
его конечное давление, Мн1м3.

Для других газов минимальные значения V пропорциональны отно-
сительной плотности этих газов (по сравнению с воздухом).

4.	НИЗКОНАПОРНЫЕ ДОЖИМАЮЩИЕ КОМПРЕССОРЫ

Компрессоры этой разновидности всасывают газ при сравнительно
высоком давлении, но отношение давлений в них не превышает е = 2.
Они применяются в качестве циркуляционных и газоперекачивающих
и выполняются одноступенчатыми.

Циркуляционные компрессоры служат для многократного прокачи-
вания газа через реакторы, если лишь часть газа вступает в них в хими-
ческую реакцию. Требуемое повышение давления газа определяется
гидравлическим сопротивлением коммуникаций и реактора и равно потере
давления в круговом потоке. Газоперекачивающие компрессоры, устанав-
ливаемые на газопроводах дальнего газоснабжения, транспортируют газ
и создаваемое ими повышение давления определяется снижением давле-
ния на участке газопровода между перекачивающими станциями.

Вследствие относительно малого повышения давления рост темпера-
туры газа в низконапорных дожимающих компрессорах сравнительно
невелик, и цилиндры этих машин, не имеющие охлаждающих рубашек,
отличаются простотой конструкции (рис. VI 1.8 и VII. 10).

Цилиндры, как правило, выполняются двойного действия, причем
у циркуляционных компрессоров высокого давления они устроены со
сквозным штоком.

Поршневые циркуляционные компрессоры встречаются лишь как
машины малой и средней производительности. Для большой произво-
дительности применяют центробежные циркуляционные компрессоры
с встроенным электрическим двигателем, исключающим необходимость
в сальниковом уплотнении вала.
Поршневые газоперекачивающие компрессоры применяются для раз-
личных производительностей, включая большие. По сравнению с центро-
бежными они более экономичны в режимах регулирования, что весьма
важно, так как в газопроводах расходы газа и перепады давлений раз-
личны не только зимой и летом, но и в течение суток. Приводом поршне-
вых газоперекачивающих компрессоров служит поршневой газовый дви-
гатель, более экономичный, чем газовая турбина, обычно применяемая
для центробежных компрессоров. Непосредственное соединение двигателя
с компрессором исключает надобность в применении редуктора. Компрес-
сорные станции, оборудованные поршневыми компрессорами, могут быть
в отличие от станций с центробежными компрессорами расположены на
различном расстоянии друг от друга, что важно для выбора удобного
места для станций на трассе газопровода.

При оппозитном выполнении число рядов газоперекачивающих комп-
рессоров может быть выбрано различным, но с точки зрения плавности
потока газа заслуживает предпочтение шестирядное выполнение с тремя
цилиндрами по каждую сторону вала и углом смещения парных колен
в 120°. Над этими тремя цилиндрами располагают общую буферную
емкость всасывания, а под ними — общую буферную емкость нагнетания.

Потери энергии в клапанах низконапорных дожимающих компрессо-
ров составляют значительную часть энергии, потребляемой машиной,
причем с уменьшением отношения давлений она возрастает. Задача сни-
жения потерь в клапанах особенно важна для газоперекачивающих ком-
прессоров, являющихся крупными потребителями энергии. Для снижения
этих потерь скорости газа, допускаемые в клапанах, должны быть зна-
чительно ниже, чем при таких же давлениях в других компрессорах.
В отечественных низконапорных дожимающих компрессорах для сниже-
ния потерь энергии применяются прямоточные клапаны. В практике
зарубежного компрессоростроения для этой цели часто используются
двухъярусные дисковые или полосовые клапаны (рис. VII.58 и VII.59),
которые, однако, менее экономичны, чем прямоточные.

Для повышения экономичности низконапорных дожимающих компрес-
соров должны быть также снижены сопротивления трубопроводов и огра-
ничены пульсации давления при всасывании и нагнетании. Для этого,
в частности, увеличивают диаметры патрубков цилиндров и труб, сооб-
щающих цилиндры с буферными емкостями, не допуская в них высо-
ких скоростей газа (стр. 309 и 520).

Газоперекачивающий агрегат, состоящий из компрессора и газового
двигателя, по условиям эксплуатации работает при постоянном давлении
нагнетания, но переменном давлении всасывания и различной частоте
вращения, которую изменяют в зависимости от расхода газа в газопро-
воде. Двигатель внутреннего сгорания работает наиболее экономично,
если развиваемый им средний вращающий момент равен расчетному
(номинальному), так как при этом условии в цилиндрах двигателя наиболее
эффективно протекает процесс сгорания топлива. Это обстоятельство
учитывают при проектировании газоперекачивающих агрегатов, и ком-
прессор выполняют с регулированием, при котором противодействующий
момент на его валу мало зависит от давления всасывания, т. е. остается
практически постоянным. Этого достигают изменением объема газа, вса-
сываемого при каждом цикле, а для сохранения нужной производитель-
ности одновременно изменяют частоту вращения или число действующих
машин.

Задача решается с учетом возможности саморегулирования компрес-
сора. Если при постоянном давлении нагнетания снижать давление вса-
сывания, то работа, затрачиваемая в цикле компрессора, увеличивается,
638
переходит через максимум и затем уменьшается (гл. I, п. 5). Положение
максимума при неизменном показателе политропы сжатия зависит от
относительного мертвого пространства. Чем оно больше, тем меньше
отношение давлений, при котором достигается максимум. Учитывая
это обстоятельство, нарочито увеличивают объем мертвого пространства,
выбирая его таким, чтобы в нужном диапазоне давлений всасывания затра-
чиваемая работа изменялась незначительно.

Цилиндры газоперекачивающих компрессоров выполняют с допол-
нительными полостями, увеличивающими мертвое пространство до 80—
100% рабочего объема. При таких его значениях у компрессоров, пере-
качивающих газ, максимум работы приблизительно соответствует отно-
шению давлений е = 1,6	1,7.

Рис. XI.9. Нагрузочный график газоперекачивающего агрегата

При давлении всасывания, соответствующем максимуму работы, все
дополнительные полости сообщены с цилиндром. При значительном
повышении или снижении давления всасывания противодействующий
момент заметно снижается. Тогда отключают дополнительные полости
и, увеличивая всасываемый объем, восстанавливают противодействую-
щий момент.

При постоянной частоте вращения мощность, развиваемая двигателем,
пропорциональна противодействующему моменту компрессора. Изме-
нение же ее в зависимости от давления всасывания (или отношения давле-
ний) и числа включенных дополнительных полостей определяется нагру-
зочным графиком. На рис. XI.9 представлен такой график для газопере-
качивающего компрессора с приводом от газового двигателя, номиналь-
ная мощность которого Nd — 3680 кет. Давление нагнетания, поддер-
живаемое постоянным, равно 6,6 Мн/м2; давление всасывания изменяется
от 4,4 до 3,1 Мн/м2, чему соответствует изменение отношения давлений
в пределах 1,27—1,80. Компрессор выполнен шестицилиндровым с одной
дополнительной полостью в каждом цилиндре; основное мертвое про-
странство— 35%, относительный объем дополнительных полостей — 42%.
При суммарном относительном мертвом пространстве = 0,77 мощность
достигает максимума при 8 = 1,65. Цифры на ступенчатой кривой гра-
фика показывают число включенных дополнительных полостей.

Объемы дополнительных полостей выбраны из условия, чтобы в задан-
ном диапазоне отношений давлений относительное снижение мощности
составляло не более 3%. Штриховые линии показывают изменение мощ-
ности за пределами отношений давлений, установленных для каждого
числа включенных дополнительных полостей.

Следует учитывать, что увеличение нужного для постоянства проти-
водействующего момента мертвого пространства требует увеличения
диаметра цилиндров и, следовательно, приводит к увеличению порш-
невых сил.

Допустимое снижение давления всасывания (или повышение отно-
шения давлений) ограничено не столько требованием постоянства про-
тиводействующего момента, сколько ростом поршневых сил, которые
возрастают и могут стать выше допустимых для базы компрессора.

5.	КОМПРЕССОРЫ СВЕРХВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

Большинство марок полиэтилена получают полимеризацией этилена,
находящегося при давлении 150—250 Мн/м? или выше. С ростом давления
процесс полимеризации протекает более интенсивно. Кроме того, давление
полимеризации сказывается положительным образом на важных свой-
ствах полиэтилена. В связи с этим возникает потребность в этиленовых
компрессорах все более высокого давления, достигающего теперь 350—
400 Мн/м2. Масштабы производства требуют машин большой произво-
дительности — массовая производительность у наиболее крупных равна
II кг!сек (40 000 кг/ч).

В реакторах, где происходит полимеризация, лишь часть этилена
превращается в полиэтилен. Остальное количество возвращается при
давлении 25 Мн/м? и подлежит повторному сжатию. В связи с этим,
а также с необходимостью сравнительно часто ремонтировать цилиндры
ступенёй’сверхвысокого давления, процесс сжатия разделяют, осуществляя
первоначальное сжатие (до 25 Мн/м2) в компрессорах первого каскада и
последующее — в компрессорах второго каскада.

Компрессоры первого каскада отличаются от обычных газовых лишь
меньшими диаметрами цилиндров последних ступеней, вследствие повы-
шенной сжимаемости этилена при средних давлениях. Смазку цилиндров
первого каскада во избежание загрязнения полиэтилена производят вазе-
линовым медицинским маслом, содержащим меньше вредных примесей,
чем другие минеральные масла.

Компрессоры второго каскада имеют более своеобразную конструкцию.
Они выполняются двухступенчатыми с цилиндрами одинарного действия.
В диапазоне давлений от 25 до 250 или даже до 400 Мн/м? этилен уже мало
сжимаем, поэтому рабочие объемы цилиндров I и II ступеней близки друг
другу, при равном числе цилиндров поршневые силы различны: в ряду,
где расположены цилиндры II ступени, они больше. Приближенно отно-
шение поршневых сил пропорционально отношению давлений нагнетания
I и II ступеней. Для уравнивания поршневых сил число цилиндров в ком-
прессоре иногда принимают различным — для II ступени вдвое большим,
чем для I ступени. Тогда площадь поршня II ступени уменьшается вдвое
и, если промежуточное давление между ступенями выбрано примерно
равным половине конечного, поршневые силы по рядам оказываются
одинаковыми. Из этих соображений для компрессора с конечным давле-
нием 250 Мн!м2 давление между ступенями устанавливают равным 100—
120 Мн/м2.

Сжатие в цилиндрах сверхвысокого давления осуществляют посред-
ством поршня, уплотняемого поршневыми кольцами, или плунжера,
уплотняемого сальником. В том и другом случае для надежности уплот-
нения требуется очень высокая точность их направления по оси цилиндра.
640
Поэтому, если в ряду находится только один цилиндр, не применяют непо-
средственного соединения крейцкопфа с поршнем (или плунжером), так
как при цилиндре одинарного действия сила давления крейцкопфа на
параллели знакопеременна, что вызывает радиальное биение крейцкопфа
в направляющих, равное величине зазора между ними. В связи с этим
в конструкции механизма движения предусматривают добавочный пол-
зун, связанный с крейцкопфом двойным шаровым шарниром (рис. XI. 10)
или гибким штоком (рис. VII. 19).

Учитывая большую величину
односторонне направленной порш-
невой силы, видоизменяют также
сочленение шатуна с крейцкоп-
фом — шатун выполняют с откры-
той пол уголовкой и жестко при-

Рис. XI.10. Разрез по цилиндру
высокого давления (70 Мн/м2) и
направляющим («Кларк», США)

крепленным к ней пальцем (рис. XI. 10). Противоположная сторона
пальца соприкасается по всей длине со втулкой крейцкопфа, этим
достигается значительное снижение удельного давления пальца на
втулку.

Если вместо одного цилиндра одинарного действия расположить
в ряду два, имеющих тот же суммарный объем, и поместить их друг против
друга, то поршневые силы уменьшатся в 2,5—3 раза (стр. 131). Компрес-
соры с двумя цилиндрами в каждом ряду, применяемые для больших
производительностей, выполняются различно. В машинах фирм «Эслин-
ген» (ФРГ) и «Нуово—Пиньонэ» (Италия) цилиндры находятся на концах
общей рамы по обе стороны вала, а плунжеры связаны друг с другом
посредством жесткой конструкции, соединяющей в обход вала крейцкопф
с ползуном (рис. XI. 11). По такой схеме выполнены одно-, двух- и трех-
рядные компрессоры, причем двухрядные — на общей раме. У наиболь-
шего из компрессоров этой разновидности поршневая сила, действующая
на цилиндр и раму, равна 1600 кн (160 пг) и на механизм движения 1000 кн
(100 пг). Ход плунжера у него 400 мм, частота вращения 2,5 сек'1
(150 мин"1) и соответствующая им средняя скорость плунжера 2,0 м/сек.
При конечном давлении 250 Мн/м2, массовая производительность компрес-
сора достигает 5,56 кг/сек (20 000 кг/ч).

Фирмы «Кларк», «Вортингтон» и «Ингерсолл-Рэнд» (США) вместо
такого выполнения, удобного с точки зрения доступности цилинд-
ров, но громоздкого по конструкции механизма движения, применяют

21 М. И. Френкель	641
компрессоры с обводными тягами *. В компрессорах фирмы «Кларк»
используется при этом несколько видоизмененная многорядная оппо-
зитная база (рис. XI. 12), причем число рядов достигает 6 (12 цилиндров).
Наиболее крупные из таких компрессоров, выпускаемые на давления

Рис. XI. 11. Этиленовый компрессор второго каскада с противолежащими цилиндрами
(«Эслинген», ФРГ)

рк = 350 Мн!м\ имеют массовую производительность 7,5 кг!сек
(27 000 кг/ч). Частота вращения у них 2,67 сек-1 (160 мин-1), ход плунжера
300 мм и средняя скорость 1,6 м1се$. Потребляемая мощность — 3700 кет.

Рис. XI. 12. Четырехрядный восьмицилиндровый оппозитный этиленовый
компрессор с обводными тягами («Кларк», США)

По условиям производства полиэтилена компрессоры первого и вто-
рого каскадов должны допускать регулирование производительности

1	Конструктивное выполнение компрессора с обводными тягами показано в книге:
М. И. Френкель. Поршневые компрессоры. Изд. 2-е. М.—Л., Машгиз, 1960
(рис. XII. 18, вкладка в конце книги).
Рис. XI.13. Схема этиленового компрессора второго
каскада с гидравлической передачей движения
(«Бурхардт», Швейцария)

в пределах от 100 до 20 или даже до 10%. В столь широком диапазоне
изменения производительности и при достигаемых в этих машинах давле-
ниях наиболее удобен и экономичен способ регулирования изменением
частоты вращения.

Учитывая пониженный к. п. д. электрических двигателей, допускаю-
щих такое регулирование, особенно при пониженных частотах вращения,
в технологических линиях производства полиэтилена один компрессор
заменяют иногда двумя половинной производительности, причем при-
водом для одного из них служит синхронный электродвигатель, работаю-
щий при постоянной частоте вращения, а для другого — электродвигатель
постоянного тока, работающий при переменной частоте вращения.
Регулирование осуществляют, сочетая изменение частоты вращения
одного двигателя с пуском
или остановкой другого.

В последних конструк-
циях этиленовых компрессо-
ров второго каскада фирмы
«Бурхардт» применена гид-
равлическая передача. Она
включает в себя первичный
цилиндр с поршнем, получа-
ющим движение от криво-
шипно-шатунного механизма,
и вторичный цилиндр, пор-
шень которого связан с плун-
жерами двух противолежа-

щих газовых цилиндров (рис. XI. 13). Система заполнена маслом под
давлёнием, так что вторичный поршень гидравлической передачи сле-
дует перемещениям первичного.

Применение столба жидкости в качестве промежуточного кинемати-
ческого звена дает возможность изменить длину хода и среднюю скорость
поршня. У вторичного поршня они существенно меньше, чем у первич-
ного, благодаря чему снижается поршневая сила, действующая на криво-
шипно-шатунный механизм, уменьшаются габариты и масса компрессора.
В конструкции фирмы «Бурхардт» уменьшению габаритов способствует
и своеобразное выполнение машины — вильчатый шатун охватывает
первичный гидроцилиндр, расположенный между валом и крейцкопфом.
При гидравлической передаче легче достигнуть точной центровки поршней
и соосности их движения относительно цилиндров, чем при прямом соеди-
нении с кривошипно-шатунным механизмом1.

В конструкции компрессора по схеме рис. XI. 13 над вторичным гид-
равлическим цилиндром расположен золотник системы регулирования.
Он сообщает друг с. другом полости по обе стороны гидравлических порш-
ней в момент, когда давление масла в них одинаково, и разобщает их
в различных положениях первичного поршня. Управляя золотником,
можно уменьшить ход вторичного поршня и достигнуть таким путем
плавного изменения производительности до нуля при незначительных
потерях энергии, возникающих вследствие сопротивления золотника и

1 Гидравлическая передача была ранее применена в крупных азотноводородных ком-
прессорах сверхвысокого давления для синтеза аммиака. Но в дальнейшем распространение
получили установки для синтеза при значительно более низких давлениях, в связи с чем
прекратилось производство компрессоров с гидравлической передачей. Краткое описание
азотноводородных компрессоров с гидравлическими передачами, выполненными по другим
схемам, приведено в книге: М. И. Френкель. Поршневые компрессоры. Изд. 1-е,
М.—Л., Машгиз, 1949, стр. 383—384 и 388—390.

*

6 43
механического трения в гидравлической системе и механизме движения.
При этом не требуется изменения частоты вращения двигателя.

Компрессоры с гидропередачей фирма выпускает одно-, двух- и трех-
рядными. Массовая производительность при трехрядном выполнении —
4,17 кг!сек (15 000 кг/ч), конечное давление — 250 Мн1м\ При таких давле-
ниях цилиндры приходится выполнять двухслойными или однослойными,
но подвергнутыми автофретированию для выравнивания напряжения по
толщине стенки. Во избежание концентрации напряжений, резко сни-
жающих прочность цилиндра при пульсирующих давлениях, особенно
опасных для легированных сталей, цилиндры выполняют простейшей
формы без каких-либо радиальных отверстий для подвода газа или смазки
и упрочненными путем азотирования.

В компрессорах сверхвысокого давления применяют тарельчатые
клапаны грибовидной формы (рис. VII.38). Они отличаются прочностью,
но не могут быть выполнены большего проходного сечения. Для приме-
нения таких клапанов цилиндр приходится выполнять с радиально рас-
положенным всасывающим и нагнетательным каналами (рис. VII. 19),
что при пульсирующем давлении газа очень снижает прочность цилиндра.
В компрессорах повышенной производительности взамен тарельчатых
клапанов используют комбинированные, аналогичные показанным на
рис. VII.51.

Применение втулок цилиндров из карбида вольфрама и исключительно
высокая точность их обработки позволили расширить область применения
поршневых колец для давлений до 180—220 МкЛи2, а в отдельных кон-
струкциях до 250 Мн/м\ Для более высоких давлений вместо поршня
применяют плунжер с уплотнением в сальнике.

Для смазки цилиндров компрессоров второго каскада применяют
вазелиновое медицинское масло со специальными присадками или еще
лучше высоко очищенный глицерин, употребление которого увеличивает
срок службы поршневых колец и сальников. При выполнении цилиндров
с поршнем смазка вводится во всасывающий трубопровод и поступает
в цилиндр вместе с газом в распыленном состоянии. При выполнении
цилиндров с плунжером, уплотняемым в сальнике, смазка подводится
к сальнику. Для равномерности распределения перепада давлений между
уплотняющими элементами сальник цилиндра I ступени выполняют двух-
каскадным, а II ступени — трехкаскадным. Промежуточные камеры
сальника цилиндра I ступени сообщаются с линией всасывания, а саль-
ника II ступени — с межступенчатой линией и линией всасывания.

Для подвода смазки служит многоплунжерный лубрикатор сверх-
высокого давления, который выполняется из высоколегированных ста-
лей и требует высокой точности изготовления. Втулки цилиндров лубри-
катора, как и цилиндров компрессора, изготовляют металлокерамическими
из карбида вольфрама.

6. КОМПРЕССОРЫ БЕЗ СМАЗКИ ЦИЛИНДРОВ

Смазка цилиндров минеральным маслом часто нежелательна или
совершенно недопустима по различным причинам: в одних случаях по-
тому, что сжатый газ не должен содержать даже следов масла, в других —
масло и газ активно вступают в химическое соединение, в третьих — сжи-
маемый газ растворяется в масле и снижает его смазывающие свойства
или выделяет конденсат, смывающий масляную пленку со стенок ци-
линдра. Смазка водой, глицерином или другими жидкостями, которыми
пользуются взамен минерального масла, не является полноценной и при
ее применении возрастает износ трущихся поверхностей. Во многих слу-
чаях газ должен оставаться совершенно чистым и его загрязнение любыми
жидкостями не допускается. В связи с этими обстоятельствами созданы
компрессоры, работающие без смазки цилиндров. Такие машины широко
применяются в химической, нефтеперерабатывающей, газовой, пищевой,
фармацевтической и некоторых других отраслях промышленности.

Во многих производствах применение компрессоров без смазки цилинд-
ров требуется потому, что масло «отравляет» катализаторы, применяемые
при химической переработке сжатых газов. Они теряют свою активность,
что во многих случаях резко снижает скорость течения процессов. Ком-
прессоры без смазки цилиндров особенно нужны для сжатия кислорода
и хлора, которые вступают в реакцию с минеральным маслом настолько
активно, что возможность его применения полностью исключена. В уста-
новках разделения воздуха для получения кислорода и азота применение
таких компрессоров устраняет унос масла и продуктов его разложения
в разделительную (ректификационную) колонну, что во многих случаях
исключает возможность взрывов с тяжелыми последствиями.

Поршневые компрессоры, работающие без смазки цилиндров, выпол-
няются трех разновидностей: с уплотнением из самосмазывающихся мате-
риалов, с лабиринтным уплотнением и мембранными.

В мембранных компрессорах роль поршня выполняет упругая мем-
брана, зажатая по контуру и совершающая возвратное движение. Мем-
бранные компрессоры герметичны, что весьма важно для сжатия редких,
химически чистых и токсичных газов.

В компрессорах без смазки цилиндров применяют самодействующие
клапаны двух разновидностей — без направления и с направлением
пластин. К первым относятся прямоточные клапаны и некоторые разно-
видности дисковых, у которых пластины не скользят по направляющим
выступам ограничителя подъема, а закреплены в центре и выполнены
упругими (рис. VI 1.42, а и б). Ко вторым принадлежат клапаны специаль-
ных конструкций с направляющими из самосмазывающихся антифрик-
ционных материалов. В швеллерном клапане рис. VII.55 направляющие 5,
находящиеся по концам пластин, выполнены из антифрикционного гра-
фита. Для смягчения ударов пластины о седло 7, что важно при ртсутствии
масляной пленки, на нем располагается тонкая накладка 6 из фторопласта.
Для устранения износов, вызываемых трением пружин 2 о пластины 3,
внутренняя поверхность швеллерных пластин имеет фторопластовое
покрытие 4, По сообщению фирмы «Ингерсолл-Рэнд» (США), применяю-
щей в своих компрессорах такие клапаны, долговечность их достигает
40 000 ч.

В компрессорах без смазки цилиндров смазывается только механизм
движения, вследствие чего общий расход масла снижается в 30—40 раз.
Отсутствие лубрикатора упрощает конструкцию этих компрессоров.

Стоимость компрессоров без смазки цилиндров выше, а к. п. д. ниже,
чем у обычных компрессоров со смазкой цилиндров. Вследствие потерь
на трение и повышенных утечек газа расход энергии у них выше на
5—8%, а у мембранных еще выше. Тем не менее потребность в этих маши-
нах велика настолько, что в отдельных странах (США, ФРГ) производ-
ство компрессоров без смазки цилиндров составляет около половины
общего выпуска поршневых компрессоров.

КОМПРЕССОРЫ С УПЛОТНЕНИЯМИ

ИЗ САМОСМАЗЫВАЮЩИХСЯ МАТЕРИАЛОВ

Основная конструктивная особенность компрессоров этой разновид-
ности состоит в применении поршневых колец и уплотняющих элементов
сальников из материалов, представляющих собой сухую смазку. Такими
материалами являются различные композиции на основе графита или
политетрафторэтилена.

Кристаллы графита, имеющие чешуйчатую форму, располагаются
параллельно трущимся поверхностям и скользят друг по другу с малым
трением, не допуская непосредственного контакта металлических деталей
и их износа.

В качестве графитовых композиций применяют искусственные гра-
фиты, пропитанные смолами и металлами. Искусственные графиты изго-
товляют из тонко измельченных графита, нефтяного кокса, древесного
угля или иных угольных материалов, смешиваемых для связи с каменно-
угольной или другой смолой. Смесь прессуют при различных давлениях
до 200 Мн/м2 в бруски или плиты различной формы, которые затем упроч-
няют путем длительного обжига при температуре 1000° С. Процесс обра-
зования искусственного графита завершают повторным обжигом в спе-
циальных электрически^ печах без доступа воздуха при температуре
в 2500° С с непосредственным нагревом графитовых брусков электрическим
током. Вследствие выгорания смолы графит получается пористым, причем
поры составляют до 25—30% его объема. Графиты, полученные таким
путем, являются хрупкими материалами, хорошо работающими на сжа-
тие, хуже на изгиб и плохо на растяжение. Графиты любых марок обра-
батываются на металлорежущих станках и хорошо поддаются шлифо-
ванию.

Отечественная промышленность вырабатывает искусственные графиты
марок АО (антифрикционный обожженный) и АГ (антифрикционный гра-
фитированный). В маркировке графитов указывают цифру, соответствую-
щую давлению прессования порошков, выраженному в барах (например,
АО-600, АО-1500).

Пористость графитовых материалов увеличивает их газопроницае-
мость и снижает прочность. Наиболее высококачественные графитовые
кольца получаются из графита, пропитанного в вакууме расплавленным
металлом (баббитом, свинцовистой бронзой и др.).

На основе графитов АО и АГ выпускаются следующие материалы:
АО-1500—СО5 (углесвиццовооловянистый, 5% олова); АО-1500—Б83
(углебаббитовый); АГ-1500—СО5 (графитосвинцовооловянистый,5% олова);
АГ-1500—Б83 (графитобаббитовый).

Кольца, полученные из таких материалов, имеют повышенную проч-
ность и могут работать при удельном давлении до 2,5—3,0 Мн!м?.

Графиты марки АО рекомендуются для работы по чугуну и хрому,
марки АГ — по сталям различного состава и твердости и по хрому.

Трение и износ графитовых колец в процессе приработки непостоянны.
Коэффициент трения, первоначально весьма высокий, достигающий
0,15—0,18, резко снижается по мере приработки колец к трущимся поверх-
ностям и образования слоя правильно ориентированных кристаллов
графита и примерно после 100 ч работы стабилизируется, достигнув зна-
чения 0,03—0,04. Приблизительно пропорционально коэффициенту тре-
ния снижается и износ колец.

Для уменьшения износа графитовых колец рабочие поверхности
цилиндра и поршневого штока тщательно шлифуют. Еще лучшие резуль-
таты дает их хромирование, причем достаточен слой хрома толщиной
в несколько микрон.

Графитовые кольца могут длительно служить только при сжатии
умеренно влажного газа, с точкой росы не ниже 0° С. В случае совершенно
сухого или недостаточно влажного газа происходит истирание колец
с образованием графитовой пыли, при этом износ их недопустимо воз-
растает. Однако при чрезмерно высокой влажности газа, когда в цилиндре
выделяется конденсат, износ тоже весьма велик, так как между поверх-
ностями трения образуется графитовая паста, разрушающая слой пра-
вильно ориентированных кристаллов графита. Показательно, что подача
даже минеральной смазки увеличивает износ графитовых колец
в 30—40 раз.

При нормальной влажности газа и разности .давления до 0,5 Мн!м2
срок службы графитовых колец составляет 10—12 тыс. ч, но при разности
давления до 5 Мн!м2 снижается до 4—5 тыс. ч. При дальнейшем увели-
чении разности давлений снижение срока службы колец происходит еще
быстрее и при 10 Мн!м2 не превышает 1 —1,5 тыс. ч.

В многоступенчатых компрессорах с графитовым уплотнением во избе-
жание поступления влаги в ступени высокого давления после промежу-
точных холодильников обязательна установка влагоотделителей.

Сжатый газ уносит из компрессора частицы графитовой пыли размером
около 1 мкм. При необходимости освободить от них газ на выходе из
компрессора устанавливают фильтр.

Политетрафторэтилен, известный также под названиями фторопласт-4
(СССР) и тефлон (США), является пластичным материалом, состоящим из
аморфной массы с включенными в нее кристаллами большой твердости.
Его плотность (2,1 + 2,3) -103 кг!м\

Фторопласт-4 обладает способностью работать без смазки, с низким
коэффициентом трения, составляющим при скольжении по чугуну и стали
0,09—0,10, причем с повышением удельного давления до 15—30 Мн!м2
коэффициент трения снижается до 0,04. Он сохраняет удовлетворительные
механические свойства в широком диапазоне температур от —215 до
4-260° С, имеет температуру спекания 375—390° С, разлагается при 400° С,
совершенно не гидроскопичен и химически стоек по отношению почти ко
всем химически активным веществам — щелочам, кислотам, спиртам,
эфирам и маслам.

Фторопласту-4 присущи недостатки: он имеет малую твердость, плохо
сопротивляется деформациям, при работе без смазки быстро изнаши-
вается. Теплопроводность фторопласта-4, составляющая X =
= 0,25 вт/(м * град), исключительно мала — приблизительно в 180 раз
меньше, чем у стали. Линейный же коэффициент теплового расширения
этого материала весьма высок — в области температур, при которых
в компрессоре работают подвижные уплотнения, он находится в преде-
лах (110—150) 10“6 град"1, т. е. более чем в 10 раз выше, чем для стали
и чугуна. В связи с такими недостатками фторопласт-4 для поршневых
колец и уплотняющих элементов сальника применяют не в чистом виде,
а с различными наполнителями, повышающими его износоустойчивость,
прочность и теплопроводность. Наполнителями являются: стекловолокно
(15—25%), бронза (до 60%), графит или порошковый кокс. Применяются
и композиции с комбинированными наполнителями — стекловолокно
(20%) и графит, стекловолокно (15%) и двусернистый молибден (5%).
Добавка стекловолокна чрезвычайно увеличивает износоустойчивость
фторопласта-4 (в 200 раз), повышая одновременно его твердость и проч-
ность. Графит и кокс также повышают механические свойства фторопла-
ста-4, увеличивая одновременно его теплопроводность. Наибольшее повы-
шение теплопроводности и износоустойчивости достигается при добавке
бронзы, но ее нельзя применять при возможности коррозии или образо-
вания взрывоопасных соединений с газом.

Двусернистый молибден (MoS2), добавляемый в небольших количе-
ствах, несколько повышает механические свойства фторопласта-4, но при-
меняется главным образом в связи с тем, что снижает коэффициент трения
и износ при сжатии сухих газов. В НИИхиммаше на основе фторопласта-4
647
разработаны две композиции. В одной из них наполнителями служат
графит и двусернистый молибден, в другой — графит, стекловолокно
и двусернистый молибден. Обе они обладают повышенной износостой-
костью.

Композиции на основе фторопласта-4 значительно дороже, чем на
основе графита. Однако фторопластовые поршневые кольца отличаются
более высокими качествами. Срок их службы, достигающий при низких
давлениях 20 000—30 000 ч, в 3—4 раза выше, чем графитовых. Они
успешно работают при сжатии совершенно сухих газов, а также сильно
увлажненных и содержащих бензин или другие растворители. Графитовые
же кольца в этих условиях способны работать непродолжительное время
или совершенно неработоспособны.

Кольца из наполненного фторопласта-4 могут работать при темпера-
турах от —200° до +260°. При средних и высоких разностях давлений для
повышения ресурса колец не рекомендуется работать при температурах
нагнетания выше 160°, так как относительный износ сильно повышается
с температурой:

Температура, °C......... 25	50	100	150	200

Относительный износ	....	1	2	5	9	15

Износ считается нормальным, если за 1000 ч работы он составляет на
ступенях низкого давления не более 0,1—0,2 мм и высокого — 0,3—
0,5 мм. Износ выше в период начальной приработки колец, но после нама-
зывания фторопласта-4 на трущуюся поверхность он резко уменьшается.

При фторопластовых кольцах компрессоры могут работать при конеч-
ном давлении 30—32 Мн/м2, а также со средней скоростью поршня
5 м/сек и более. При графитовых кольцах предельными являются давление
10 Мн/м2 и средняя скорость поршня 3 м/сек (при совершенно сухих
газах — 1,5 м/сек). Учитывая значительные преимущества фторопласто-
вых колец, большинство компрессоростроительных заводов оснащает
теперь компрессоры без смазки цилиндров только ими. Отечественные
заводы чаще всего применяют для колец фторопластовые материалы двух
марок: для влажных газов 4К-20 (фторопласт-4 с добавкой порошкового
кокса) и для сухих газов АФГМ (фторопласт-4 с добавкой графита и дву-
сернистого молибдена).

В отличие от графитовых колец (в большинстве случаев сегментных,
состоящих из 3—12 частей) фторопластовые кольца ввиду эластичности
этого материала выполняют цельными с одним разрезом. Лишь при диа-
метрах более 620 мм применяют сегментные фторопластовые кольца,
состоящие из трех частей. Вследствие малой упругости фторопласта кольца
устанавливают вместе с экспандером, выполненным из нержавеющей
стали (обычно стали 4X13) или из бронзы.

В сжатом состоянии экспандер имеет форму правильной окружности
и прилегает во всех точках к внутренней поверхности кольца. Размеры
уплотняющих фторопластовых колец и радиальная толщина экспандеров
приведены в табл. XI. 1 по данным специализированной фирмы «Карл
Хют унд Зон». Толщина и высота фторопластовых колец несколько больше,
чем у чугунных, но значительно меньше, чем у графитовых. Фторопласто-
вые кольца чаще всего выполняют с прямым замком или с замком вна-
хлестку, который при наличии экспандера обеспечивает большую плот-
ность кольца даже при значительном износе. Высокой плотности до-
стигают также при двух уплотняющих кольцах с общим экспандером,
установленных со смещением замков и взаимно зафиксированных штифтом.

Тепловой зазор в замке колец должен быть минимальным, но доста-
точным, чтобы предотвратить защемление кольца. При его определении,
648
а также при назначении зазора по высоте кольца в канавке поршня
следует учитывать температуру кольца, которую по рекомендации
И. И. Новикова нужно принимать равной полусумме температур вса-
сываемого и нагнетаемого газа, и линейный коэффициент теплового рас-
ширения композиции фторопласта, значения которого в зависимости от
состава композиции находятся в пределах а = (40-н 120) 10”6 град~г.

Во избежание значительных износов уплотняющих колец экспандеры
рассчитывают так, чтобы удельное давление колец на стенку цилиндра
было умеренным, находящимся в пределах 15—20 кн/м2, (150—200 г/см2).
При удельных давлениях мень-

ше 7 кн/м* происходит отрыв	Таблица XI.1

кольца от стенки и прорыв газа						
в образующийся зазор, что, в свою очередь, вызывает вибра-	Размеры уплотняющих и направляющих колец, выполняемых из фторопластовых материалов,					
	и	толщина экспандерных				колец
цию кольца, снижение произво- дительности компрессора и по-						
		Размеры		(V е* „	Радиальная толщина	
терю энергии.  По этой причине замену	Диаметр цилиндра, мм	уплотняю- щего коль- ца, мм		а 2  СО В  Ф S’	направляю- щего кольца, мм	
уплотняющих колец приходится				« q		о
производить при износе, соста-		ч	в  СО	S	се	а о а а	« о»	о а
1 1		S S’	О	М О	9*°	
вляющем 	з" их радиаль-		к е св о Он К ь	3 CQ	Ч и. О о Н а	СО СО О Сц а	5 Д
ной толщины.						
Число фторопластовых ко- лец выбирают, руководствуясь наибольшей разностью давле-	40  70  100	3,5  5,0  6,5	3,5  5,0  6,5	0,3  0,5  1,0	3,5  5,0  6,5	2,5  2,5  3,5
ний, воспринимаемых поршнем:	150	8,0	8,0	1,5	8,0	5,0
Разность давлений,	Число	200	9,0	9,0	2,0	9,0	6,5
Мн[мг	колец	275	10,0	10,0	3,0	9,0	6,5
0—0,4	2  0,4—2,0	 3	350	12,0	12,0	4,0	10,0	6,5
2,0—7,5	 4	425	14,0	14,0	5,0	13,0	6,5
7,5—15 	 5	500	16,0	16,0	6,0	13,0	6,5
Приведенные здесь числа	625	20,0	20,0	7,0	16,0	8,0
	Свыше 625	25,0	25,0	8,0	16,0	10,0
меньше, чем для чугунных ко- лец (стр. 405) и тем более для 						

графитовых, которых при по-

вышенных давлениях требуется в 1,5 раза больше, чем чугунных.

Для направления поршня в цилиндре служат направляющие кольца
(рис. XI. 14), выполненные из тех же композиций фторопласта, что и уплот-
няющие. При вертикальном расположении цилиндров они предотвращают
вибрацию поршня, а при горизонтальном являются опорными, восприни-
мающими вес поршня и 0,5 веса штока. У первых высота направляющих
колец равна удвоенной высоте уплотняющих, у вторых — больше на-
столько, чтобы удельное давление от веса поршня и штока на проекцию
кольца не превышало 35 кн/м*.

Изготовляют направляющие кольца цельными и с разрезом. Цельные
кольца напрессовываются на Ьоршень в холодном состоянии. Фторопласт
обладает способностью возвращаться после значительной пластической
деформации к исходному состоянию и допускает такой способ сборки,
но с применением направляющего конуса — расширителя. В работе
кольцо должно туго охватывать поршень, поэтому при определении его
размеров нужно учитывать различные значения линейного коэффициента
теплового расширения для фторопласта и Материала поршня. Зазоры
между нагретым в работе направляющим кольцом и цилиндром должны
соответствовать посадке движения. Радиальная толщина цельных и раз-
резных направляющих колец указана в табл. XI. 1.

Направляющие кольца не должны служить уплотняющими. Для
разгрузки их от давления газа на внешней поверхности кольца преду-
сматривают спиральные канавки (рис. XI. 15). При этом направляющие
кольца вертикальных поршней практически не изнашиваются. Для уве-

личения срока службы коль-
ца горизонтальных поршней
после износа поворачивают
на 90°, а при выполнении их
цельными на тот же угол
поворачивают поршень.

Рис. XI. 14. Поршень с направляю-
щими (/) и уплотняющими (2) фто-
ропластовыми кольцами и экспанде-
рами (3)

Срок службы фторопластовых колец зависит в значительной мере от
материала цилиндра. Лучшими в этом отношении являются специальные
чугуны и нержавеющие стали. Из двух исследованных сталей — 3X13
и 1Х18Н9Т — первая, обладающая большей твердостью и теплопровод-

ностью, вызывает вдвое

Рис. XI. 15. Разрезное направ-
ляющее кольцо с разгрузочными
канавками

меньший износ фторопластовых материалов,
чем вторая [83]. Износ чугунных и сталь-
ных цилиндров невелик — по массе он в
4—5 раз меньше, чем износ колец. Приме-
нение других материалов дает иные резуль-
таты. Исследования на машине трения пока-
зали, что фторопласт со стекловолокном
минимально изнашивается при трении по
бронзовому диску, но диск изнашивается
в 80 раз быстрее, чем чугунный. Цилиндры
из алюминиевых сплавов изнашиваются
сильно и вызывают значительный износ
поршневых колец.

Чистота обработки цилиндров, которая
при графитовых кольцах должна быть очень

высокой (допускается высота микронеровностей не более 0,3 мкм), при
фторопластовых кольцах может быть ниже. Фторопласт, обладая малой
адгезией к другим материалам, удерживается во впадинах шероховатой
поверхности, и при работе происходит в значительной мере скольжение
фторопласта не по металлу цилиндра, а по фторопласту.

Износ оказывается минимальным при чистоте поверхности, соответ-
ствующей классу V 9а. Рекомендуется завершающую операцию хонинго-
вания цилиндров производить брусками из той же фторопластовой компо-
зиции, что и поршневые кольца.
Условия работы уплотняющих колец сальников существенно отличны
от работы поршневых колец. Поршневые кольца скользят по охлаждае-
мой поверхности цилиндра, кольца же сальников — по неохлаждаемому
штоку. Это затрудняет отвод тепла трения, а так как фторопластовые
кольца обладают значительно более низким коэффициентом теплопровод-
ности, чем графитовые, то при работе в сальнике они оказываются в более
тяжелых условиях. В случае повышенных удельных давлений на поверх-
ности трения возможно разложение фторопласта и пригорание его к штоку.

Рис. XI. 16. Разрез (а) и схема расположения деталей (б) сальника
с фторопластовыми уплотняющими кольцами и охлаждаемыми
камерами

Для устранения пригорания производят хромирование штоков, которое
допускают, несмотря на то, что этим несколько увеличивают износ фторо-
пластовых колец. При давлениях выше 2—3 Мн/м* применяют специальные
сальники с охлаждаемыми камерами (рис. XI. 16). Охлаждающая жид-
кость протекает через кольцевые камеры между уплотняющими элемен-
тами, причем первоначально через камеры, находящиеся со стороны рабо-
чей полости цилиндра.

При отсутствии охлаждения фторопластовые сальники по надежности
приблизительно равноценны графитовым; учитывая меньшую стоимость
последних, многие заводы отдают им предпочтение. Графитовые сальники
применяют для давлений до 5—6 Мн!м\ а иногда до 10 Мн!м2. Но при
сжатии совершенно сухих газов или при возможности попадания в газ
конденсата или масла применяют фторопластовые сальники.
Фторопластовые и графитовые сальники выполняются с плоскими
уплотняющими кольцами, конструктивно подобными металлическим
(рис. VII. 112). Кольца выполнены из трех и шести частей, стянуты
браслетными пружинами и помещены в камеры, разделяющие элементы
сальника. В каждой камере находится по два уплотняющих кольца,
положение которых относительно друг друга зафиксировано со смещением
замков. Число камер при фторопластовых сальниках принимают таким
же, как при металлических, а при графитовых — в 1,5 раза большим.

В практике отечественного компрессоростроения для компрессоров
без смазки цилиндров применяют также сальники с фторопластовыми
коническими уплотняющими элементами (рис. VII. 118).

Следует заметить, что в отличие от графитовых колец работа фторо-
пластовых при смазке минеральным маслом улучшается. В связи с этим,
если в газе допустимы следы масла, компрессоры высокого давления выпол-
няют с ограниченной смазкой — масло подводится только к сальникам,
которые могут быть выполнены металлическими, но лучше фторопласто-
выми.

Применение фторопластовых материалов позволяет широко унифици-
ровать узлы крейцкопфных компрессоров со смазкой и без смазки цилин-
дров, так как размеры поршней и сальников у тех и других приблизи-
тельно одинаковы.

Компрессоры без смазки цилиндров выпускаются на нормализованных
базах, в том числе угловых и оппозитных, с тем лишь различием, что
в них предусматривают удлиненный фонарь между сальником и масло-
снимателем и маслоотражательное кольцо на штоке.

Так выполнен вертикально-горизонтальный водородный компрессор
без смазки цилиндров, показанный на рис. XI. 17.

На рис. XI. 18 дан общий вид вертикального трехступенчатого кисло-
родного компрессора без смазки цилиндров. Его производительность
0,67 мЧсек (40 мЧмин), конечное давление 3,6 Мн!м2, частота вращения
6,25 сек~г (375 мин"1), ход поршня 300 мм, диаметры цилиндров
580/300/170 мм, мощность на валу 400 кет. Материалом цилиндров служит
специальный медистый чугун, изготовляемый по рецептуре Казанского
компрессорного завода. Поршни выполнены из бронзы Бр. АЖ 9-4;
штоки — из нержавеющей стали 3X13. Фонари, крышки клапанов и кор-
пуса холодильников — из стали Х18Н9Т, трубы газопровода — из
меди М3. Клапаны всех ступеней выполнены прямоточными; седла пря-
моточных клапанов—из латуни ЛЖМц-59—1—1; для клапанных пла-
стин применена нержавеющая сталь Х15Н9Ю. Поршневые и направля-
ющие кольца изготовлены из графофторопласта АФГМ, уплотняющие
кольца сальников — из графита АО-1500.

Надежность работы компрессоров без смазки цилиндров во многом
зависит от точности их изготовления и сборки — биение штока и несоос-
ность поршня относительно цилиндра могут намного снизить срок службы
сальника и поршневых колец.

Конусность, бочкообразность, волнистость и эллипсность рабочей
поверхности цилиндров допускаются в пределах половины допуска на
диаметр по второму классу точности.

Наличие влаги при отсутствии смазки усиливает коррозию клапанных
пластин и пружин. В связи с этим для надежной работы клапанов в воз-
душных компрессорах без смазки цилиндров эти детали должны быть
изготовлены из нержавеющей стали. Для клапанных пластин рекомен-
дуется использовать сталь Х15Н9Ю.

Втулки цилиндров для защиты от коррозии выполняют из стали 1X13
или 3X13.


Рис. XI. 17. Вертикально-горизонтальный водородный
компрессор без смазки цилиндров: У= 0,167 м3/сек
(10 м3/мин); рк — 0,9 Мн/м2; S ~ 125 мм;
п= 12,25 сект1 (735 мин"1); NK=№ квт; масса 1340 кг
(завод «Борец», Москва)
Рис. XI. 18. Вертикальный трехступенчатый кислородный компрессор без смазки ци-
линдров
Компрессоры без смазки цилиндров с поршневыми кольцами, изго-
товленными из самосмазывающихся материалов, могут быть и бескрейц-
копфными, но с сухим картером, составным коленчатым валом и подшип-
никами качения, заполненными консистентной смазкой, или с подшип-
никами, выполненными с применением самосмазывающихся материалов.

КОМПРЕССОРЫ С ЛАБИРИНТНЫМ УПЛОТНЕНИЕМ

В компрессорах с лабиринтным уплотнением между поршнем и цилин-
дром, как и между поршневым штоком и сальником, имеется зазор, нали-
чие которого исключает надобность в смазке цилиндра. Лабиринт, умень-
шающий утечку газа, выполняют в виде большого числа круговых канавок.
Величину зазоров выбирают минимально возможной с учетом неизбежных

Рис. XI. 19. Утечки через лабиринтные уплотнения с канавками различного
профиля в зависимости от давления перед лабиринтом, величины радиального
зазора и длины лабиринта

температурных деформаций цилиндра. Для уменьшения зазоров поршни
иногда снабжают графитовой рубашкой с лабиринтными канавками,
выполненными на ее внешней поверхности.

Представление о величине утечки воздуха через лабиринт с канав-
ками различного профиля в зависимости от длины лабиринтного уплот-
нения, радиального зазора в нем и давления перед лабиринтом дают
графики рис. XI. 19. Они отражают результаты опытов, проведенных в ста-
ционарных условиях: при неподвижном поршне, постоянном давлении
воздуха перед поршнем и свободном выходе утечек в атмосферу. Диаметр
лабиринтного уплотнения был равен 120 мм. На графике, помещенном
слева, нанесены также кривые для утечек через зазор между гладкими
поверхностями и при уплотнении поршневыми кольцами.

На протяжении цикла компрессора величина утечек переменна. Для
получения утечки, средней за цикл, можно, воспользовавшись графиком
рис. XI. 19, вычислить массовую утечку при давлениях в различных точ-
ках индикаторной диаграммы, построенной по углу поворота кривошипа,
и осреднить полученные значения.
Величина утечки прямо пропорцио-
нальна диаметру поршня, скорости
звука в газе при температуре в ци-
линдре и зависит от отношения дав-
лений до и после лабиринта. Вычи-
сляя поправку к данным графика,
полагают, что в условиях опыта
к лабиринту подводился воздух ком-
натной температуры.

На поршне

Рис. XI.20. Профиль лаби-
ринтных канавок на порш-
не и на цилиндре

Относительная утечка газа, выра-
женная в долях производительности
компрессора, обратно пропорцио-
нальна величине сср,— средней ско-
рости поршня. Поэтому для умень-
шения влияния утечек компрессоры
с лабиринтным уплотнением строят
быстроходными, со скоростью порш-
ня сср 4 м/сек. В новых компрес-
сорах для лучшего уплотнения ла-
биринтные канавки выполняют не
только на поршне, но и на цилиндре
(рис. XI.20).

Сальники состоят из графитовых
колец с лабиринтными канавками
на внутренней поверхности, причем
кольца установлены в хромирован-
ных камерах так, что имеют в них
свободу радиальных 'перемещений.
При таком устройстве движение
штока в сальнике происходит прак-
тически без трения. Газ, протека-
ющий через сальник, возвращается
во всасывающую линию компрессора.
При сжатии газов, выход которых
в машинное помещение допустить

Рис.	XI.21. Поперечный разрез по

цилиндрам I и II ступеней четырехступен-
чатого кислородного компрессора с лаби-
ринтным уплотнением, V = 0,575 м2!сек
(34,5 мЧмин), рк= 3,8 Мн/м2. 5 = 200 мм,
п — 9,75 сек'1 (585 мин'1) («Линде»,
ФРГ)
нельзя, к сальникам подводят под давлением воздух, азот или какой-
либо другой газ, утечка которого не опасна.

Компрессор с лабиринтным уплотнением показан на рис. XI.21. Для
предотвращений радиальных смещений поршня такие компрессоры выпол-
няют только вертикальными, а направление штока осуществляют в двух
точках, одной из которых служит крейцкопф, пригнанный к параллелям
с минимальным зазором, а другой — направляющая втулка, расположен-
ная в верхней части станины.

Во избежание увлечения штоком масла из картера в сальник преду-
смотрен маслосниматель, расположенный непосредственно над направляю-
щей втулкой, а на штоке укреплено маслоотбойное кольцо, препятствую-
щее растеканию масляной пленки по штоку. В корпусе маслоснимателя
создают вакуум, препятствующий выходу масляного тумана в полость
фонаря.

Радиальный зазор между поршнем и цилиндром выбирают в зависимо-
сти от диаметра цилиндра и давления газа; обычно он находится в преде-
лах от 0,05 до 0,2 мм, причем для цилиндров среднего диаметра состав-
ляет около 0,1 мм. В связи с малой величиной зазора рубашка водяного
охлаждения цилиндра выполняется так, чтобы температурные деформации,
вызываемые различным нагревом стенок цилиндра у всасывающих и на-
гнетательных клапанов, были минимальными. По той же причине поршне-
вой шток должен быть достаточно жестким, не допускающим значитель-
ных вибраций. Диаметр его увеличивают, но шток выполняют полным.

Фирма «Зульцер» (Швейцария), первой начавшая изготовление ком-
прессоров с лабиринтным уплотнением, выпускает их одноступенчатыми
и многоступенчатыми, производительностью от 0,014 до 1,67 м31сек (от 0,83
до 100 мЧмин) на конечное давление до 20 Мн/м2. Стоимость этих компрес-
соров выше компрессоров с уплотнением поршня фторопластовыми коль-
цами, не требующими столь высокой точности изготовления. Преимуще-
ствами компрессоров с лабиринтным уплотнением являются надежность
их работы и долговечность.

Утечка газа через лабиринты снижает экономичность этих компрессо-
ров, но потеря в экономичности частично компенсируется отсутствием
поршневых колец, трение которых поглощает около 5% потребляемой
компрессором энергии.

МЕМБРАННЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Роль цилиндра и поршня в ' мембранных компрессорах выполняет
мембранный блок с расположенной в нем гибкой мембраной, зажатой
по контуру между крышкой и опорной плитой. В крышке находятся вса-
сывающие и нагнетательные клапаны. Газовая полость, заключенная
между крышкой и мембраной, является рабочей полостью компрессора.

Для давлений до 0,4 Мн/м* мембрана может быть заменена диафрагмой
из прорезиненной ткани. В этом случае центральная ее часть жестко свя-
зана с грибовидной головкой шатуна. Конструкция диафрагменного ком-
прессора дана на рис. XI.22. Для более высоких давлений мембраной слу-
жит тонкая стальная пластина, движение которой сообщает масло, посту-
пающее из гидравлического цилиндра в пространство под мембраной
(рис. XI.23). Масло поступает через ряд отверстий малого диаметра,
выполненных в опорной плите.

Мембранные компрессоры выпускаются производительностью от 1
до 100 м31ч, причем на давления до 2,5 Мн/м2 — одноступенчатыми, до
25 Мн/м2, — двухступенчатыми и до 200 Мн!м2 — трехступенчатыми.
Они являются единственными из компрессоров без смазки цилиндров,
в которых осуществляется сжатие до столь высоких давлений. Частота
вращения, этих машин находится в пределах от 4,16 до 8,33 сея"*1 (250—
500 мин"1).

Избегая чрезмерного увеличения диаметра мембран, компрессоры по-
вышенной производительности выполняют иногда с двумя, тремя и че-
тырьмя параллельно действующими мембранными блоками. В случаях,
когда не требуется абсолютной гер-
метичности, более целесообразно
комбинированное выполнение с осу-
ществлением первых ступеней сжа-
тия в цилиндрах с фторопластовым
уплотнением и последней — в мемб-
ранном блоке. Так выполнен трех-

Рис. XI.22. Диафрагменный компрессор, V — 0,833 дм*!сек (50 дм*/мин), рк =
— 0,4 Мн!м\ рабочий диаметр диафрагмы 120 мм, ход диафрагмы 12 мм, частота
вращения 24 сект1 (1440 мин~г) (Вильнюсский завод строительно-отделочных
машин)



ступенчатый компрессор на конечное давление 33 Мн!м\ схема которого
показана на рис. XI.24 и внешний вид на рис. XI.25.

Профиль вогнутой поверхности крышки и опорной плиты мембранного
блока выбирают одинаковым и таким, чтобы суммарный объем образован-
ной ими камеры был на 10—15% больше рабочего объема масляного
цилиндра, величина которого почти равна описываемому мембраной рабо-
чему объему компрессора. Движение мембраны происходит так, что к концу
нагнетания она плотно прилегает к поверхности крышки, но к концу
всасывания не доходит до поверхности опорной плиты. Смещение движения
относительно плоскости симметрии вызывается дополнительным поступ-
лением масла от питающего насоса, восполняющего утечки из гидравли-
ческой системы. Его производительность больше величины утечек, вслед-
ствие чего мембрана достигает поверхности крышки несколько ранее,
чем поршень гидравлического цилиндра приходит в верхнюю мертвую
точку. При дальнейшем движении поршня до конца его хода избыток
масла уходит на слив через перепускной клапан. Пружина перепускного
658
Рис. XI.23. Двухступенчатый мембранный компрессор —рк~ 25 Мн!м2 («Корблин», Франция):
/ — мембрана;- 2 — крышка; 3 — опорная плита; 4 — перепускной клапан; 5 — питающий насос
клапана отрегулирована на давление, превышающее приблизительно
на 10% (но не менее чем на 0,15 Мн/м2) давление нагнетаемого газа.

В случае недостаточного избытка давления перепуска мембрана не
полностью прилегает к поверхности крышки и мертвое пространство,
образующееся между мембраной и крышкой, вызывает снижение объема
всасываемого газа. При отсутствии избытка давления перепуска вытесне-
ние масла через перепускной клапан происходит не в конце хода поршня,
как требуется для правильного
функционирования компрессора
(рис. XI.26), а во время нагнета-	* >

ния. При этом через клапан	»	;/ — -

уходит чрезмерно много масла,	:

границы движения мембраны 1
смещаются из положения ab
в положение а'Ь' (рис. XI.27),
и производительность компрессора	> \ i : . L

резко падает. Если мембрана ка-
сается опорной плиты 3 до прихода
поршня гидравлического цилиндра

Рис. XI.24. Схема комбинированного
трехступенчатого компрессора без смазки
цилиндров с мембранным блоком на по-
следней ступени

Рис. XI.25. Внешний вид компрессора, вы-
полненного по схеме рис. XI.24

в нижнюю мертвую точку, то неизбежен разрыв масляного столба,
а при обратном движении поршня — гидравлический удар. Гидравли-
ческие удары вызывают резкие стуки в машине и приводят к прежде-
временному разрушению мембраны.

Возможность получения в мембранном компрессоре высоких давлений
при малом числе ступеней обусловлена малой относительной величиной
мертвого пространства, составляющей 2,5—3,5%.

У двух- и трехступенчатых компрессоров гидравлические цилиндры
различны по величине рабочего объема. Они оборудованы отдельными
питающими насосами и перепускными клапанами, отрегулированными
на избыточное давление масла над давлением газа в своей ступени. В двух-
ступенчатом компрессоре (рис. XI.23) питающие насосы обеих ступеней
одинаковы, поэтому рабочий объем его составляет: для I ступени 0,06%,
а для II ступени — 0,8% от величины рабочего объема гидравлического
цилиндра своей ступени.

Фазы действия питающих насосов и компрессора следует устанавли-
вать таким образом, чтобы подача масла происходила во время всасывания
660
газа. Проходные сечения у перепускной трубы и перепускного клапана
должны быть значительно большими, чем у трубы, соединяющей питаю-
щий насос с гидравлическим цилиндром, так как слив всего избытка
масла происходит па короткой части хода поршня и начинается при
сравнительно высокой скорости поршня.

Наличие воздуха в гидравлической полости мембранного блока может
снизить производительность и даже воспрепятствовать работе компрессора.
Для выпуска воздуха из гидравлической полости предусматривают вентиль

Рис. XI.26. Индикаторная диаграмма
гидравлического цилиндра мембран-
ного компрессора:

Рис. XI.27. Схема движения мембраны
в мембранном блоке

1—2 — сжатие газа; 2—3 — нагнетание
газа; 4—5 — выталкивание избытка масла,
6 — 7 — расширение газа из мертвого
пространства

с отводной трубкой, берущей на-
чало в наиболее высокой точке
масляной полости.

Профиль поверхности плит, составляющих мембранную камеру, во
избежание крутых перегибов мембраны по контуру и в центре выполняют
по кривой, заданной уравнением [49]:

(XI.1)

где f — стрела прогиба на переменном радиусе г; fmax — стрела макси-
мального прогиба в центре; гх — радиус защемления мембраны.

Рабочий объем газовой полости равен

Vh = ±n(fmSiX + f')rl,	(XI.2)

О

где /' == (0,7 ч-0,8) /тах — прогиб мембраны в сторону опорной плиты.

Необходимый же рабочий объем V'h гидравлического цилиндра больше
этой величины на объем масла Vo, поступающий от питающего насоса,
так как его подача осуществляется при ходе всасывания. Следовательно,

V'h = Vh + Vo-

(XI.3)

f

Допустимый прогиб мембраны % 0,025. Мембраны из стали
1Х18Н9Т, выполненные с таким прогибом, выдерживают до 107 циклов
деформации.

Толщину мембран обычно принимают в пределах 0,3—0,5 мм. Для
повышения надежности применяют многослойные мембраны: на ступенях
низкого давления — двухслойные, и на ступенях высокого давления —
с числом слоев три и более.
Участки мембраны против отверстий в крышке 2 для прохода газа
к клапанам подвержены значительному местному напряжению изгиба под
влиянием давления масла. Наибольшей величины это напряжение дости-
гает в конце хода нагнетания при пуске компрессора, когда противодавле-
ние со стороны газа еще отсутствует, а давление масла достигает при-
мерно 1,1 рн, где рн — давление нагнетаемого газа. Велико также напря-
жение, возникающее в мембране против отверстий в опорной плите в слу-
чаях, когда вследствие недостаточного давления перепуска масла мембрана
прижата к опорной плите и на нее действует давление всасываемого газа,
а давление масла равно нулю. Для снижения напряжения в мембране
диаметр этих отверстий должен быть малым, порядка 2—4 мм у крышки
и 6—12 мм у опорной плиты, причем большие размеры соответствуют
/ ступени низкого давления, а меньшие — высокого. Величина фаски
у отверстий должна быть не более 0,2 мм.

Для снижения напряжений, возникающих в мембранах, С. М. Алту-
ховым [1] видоизменен перепускной клапан. В новой конструкции он
нагружается давлением нагнетаемого ступенью газа, имеет пружину и рас-
считан таким образом, что вне зависимости от давления нагнетания поддер-
живает заданную разность между давлениями масла и газа. В результате
этого и изготовления мембран из нержавеющей стали Х15Н9Ю, упроч-
ненной методом холодной нагартовки, долговечность мембран возросла
во много раз — за 1660 ч работы (4 • 107 циклов) ни одна из шести мембран,
проходивших параллельные испытания, не была разрушена.
Глава VII ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ
АП КОМПРЕССОРА И ПРИМЕР

ТЕРМОДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОМПРЕССОРА

ХОД ПОРШНЯ И ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА

Ход поршня сказывается на габаритах компрессора. При увеличении
хода возрастает длина горизонтальных и высота вертикальных машин.
Уменьшение хода с сохранением частоты вращения приводит к увеличению
диаметров цилиндров и, следовательно, поршневых сил, что влечет за
собой увеличение размеров вала и коренных подшипников. При повышении
частоты вращения с сохранением скорости поршня поршневые силы не
изменяются, но возрастают силы инерции. Для получения рациональных
соотношений в конструкции компрессора рекомендуется величину хода
поршня S выбирать в зависимости от поршневой силы.

Из анализа данных по большому числу различных компрессоров авто-
ром установлена следующая зависимость:

5= 10~M]/77,	(XII.1)

где S — ход поршня, м; П — поршневая сила, н; А — коэффициент,
значение которого находится в пределах 0,6—1,2.

Формула (XII. 1) справедлива для компрессоров любой производитель-
ности независимо от числа ступеней и схемы их расположения и приме-
нима для горизонтальных, вертикальных и угловых машин в крейцкопф-
ном или бескрейцкопфном исполнениях. Машинам с относительно корот-
ким ходом, главным образом горизонтальным оппозитным, соответствует
значение А = 0,6-4-0,8, машинам со средним ходом, вертикальным и угло-
вым — значение А = 0,8ч-1,0 и машинам с относительно длинным ходом,
преимущественно П-образным и Г-образным горизонтальным — А =1,0-?-
-т-1,2, причем сопоставление машин раннего и более позднего выпуска
обнаруживает тенденцию к снижению коэффициента А.

Формула (XII. 1), выражая некоторое условие подобия, показывает,
что ход поршня при заданных давлениях находится в определенной зави-
симости от диаметра цилиндра. Так, если I ступень компрессора произво-
дит сжатие от атмосферного давления (100 кн/м?) при отношении давле-
ний 8 = 2,8-г-3,8 и цилиндр этой ступени расположен в отдельном ряду,
то независимо от того, одинарного ли он или двойного действия, величина
поршневой силы равна

дП2

/7= 1,15-100-103 ((2,8 ч-3,8) — 1J-fL= 103 (162 ч-252)0?,

гдеОА — диаметр цилиндра / ступени, м; 1,15 — коэффициент, учитываю-
щий увеличение поршневой силы вследствие потерь давления^ ступени.

Подставляя полученное выражение в формулу (XII. 1) и полагая А =
= 1,0, находим

3 = 10~3• 1,0	103(162 ч- 252)D?(0,4 ч- 0,5)ОР
В случае расположения в одном ряду г ступеней при сохранении в каж-
дой из них того же отношения давлений е = 2,8-^-3,8 и при условии урав-
ненности ряда по поршневым силам, поршневые силы в г раз больше,
чем в уравненном ряду с одной ступенью.

Соответственно этому

S = (0,4 ч- 0,5) Dj "И

где Dt—диаметр цилиндра I ступени, расположенного в общем ряду,
но отдельно, т. е. не в дифференциальном блоке с другими цилиндрами.

Чем больше частота вращения компрессора, тем меньше его размеры
и масса при той же производительности. Отсюда общая тенденция к повы-
шению частоты вращения. Однако это увеличение ограничено некоторым
пределом, определяемым силой инерции возвратно-движущихся частей.

Знакопеременная сила инерции получает наибольшие по абсолютной
величине значения в мертвых точках, где она направлена противоположно
поршневой силе, т. е. силе от давления газа на поршень. Кривошипно-
шатунный механизм при работе компрессора под нагрузкой воспринимает
разность этих сил, при работе же на холостом ходу испытывает действие
лишь силы инерции. Сила инерции растет пропорционально квадрату
частоты вращения и может превысить величину поршневой силы. Но
в полной мере она действует только на кривошипную головку шатуна
и коленчатый вал. Если сила инерции больше поршневой, то эти элементы
механизма из условий холостого хода приходится рассчитывать на силу
инерции, а не на поршневую силу. При чрезмерном повышении частоты
вращения на силу инерции придется рассчитывать и другие элементы
кривошипно-шатунного механизма и группы поршня — крейцкопфную
головку шатуна, крейцкопф, соединение крейцкопфа со штоком, а у бес-
крейцкопфных компрессоров — соединение тронкового поршня с шатуном.
Механизм движения таких машин получится относительно утяжеленным
и механический к. п. д. пониженным.

Таким образом, частоту вращения компрессора нельзя произвольно
увеличивать. Ее следует выбирать совместно с ходом поршня, причем
рекомендуется, чтобы максимальная сила инерции (воспринимаемая лишь
некоторыми элементами механизма движения) превышала поршневую
не более чем на 20—25%.

Согласно уравнению (V.7), сила инерции возвратно-движущихся
частей кривошипно-шатунного механизма I (н)

I = msr со2 (cos ср + X cos 2ф),
где т$ — масса возвратно-движущихся частей, кг; г — радиус криво-
шипа, м; со — угловая скорость кривошипа, рад! сек; ф — угол поворота
кривошипа; X = -----отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

У внутренней мертвой точки, где кривошип обращен к крейцкопфу,
сила инерции достигает наибольшего значения

/ = т/со2(1+Х).	(XII.2)

Масса возвратно-движущихся частей компрессора зависит в первую
очередь от воспринимаемых ими сил, хода поршня и схемы компрессора.
Исходя из этого для определения массы возвратно-движущихся частей
в ряду компрессора автором предложена следующая формула:

ms = \Q~SI1S (а +	£ р + Sу),	(ХП.З)
где П — расчетная поршневая сила наиболее нагруженного ряда компрес-
сора \ н; а — коэффициент, учитывающий массу механизма движения
(масса крейцкопфа + 0,4 массы шатуна), а также массу поршневого
штока; —сумма коэффициентов, учитывающих массу поршней;

— сумма коэффициентов, учитывающих добавочную массу штоков;
z — число ступеней в ряду компрессора; V — коэффициент ис-
пользования механизма движения, определяемый вы-
ражением

¥ = Пе^Пк ,	(XII.4)

где Пв и Пк — поршневые силы при ходе поршня к валу и к крышке.

Таким образом, коэффициент 4е равен отношению алгебраической
разности поршневых сил прямого и обратного хода к удвоенному абсолют-
ному значению наибольшей поршневой силы в самом нагруженном ряду
компрессора.

В наиболее благоприятном случае, когда поршневые силы в каждом
ряду полностью уравнены и во всех рядах одинаковы, т. е. когда соблю-
дается равенство

Пв = ПК = ГЦ

коэффициент использования механизма движения достигает значения
Т - 1.

В схемах, где одна или все ступени в ряду одинарного действия и рас-
положены так, что нагнетание у них происходит одновременно, коэффи-
циент ¥ = 0,4 -г-0,5. В трехступенчатых однорядных компрессорах с диф-
ференциальным поршнем при отсутствии отбора газа 4е = 0,8 -5-0,9. Для
компрессоров с цилиндрами двойного действия при сквозном штоке Т = 1,
но при одностороннем штоке Т << 1.

Коэффициент Т снижается против указанных значений, если принята
база, рассчитанная на большую поршневую силу, чем действующая в ряду
компрессора.

Значения коэффициентов а, |3 и у в формуле (XII.3) с учетом схемы
компрессора приведены в табл. XII. 1. Они определены в результате
статистической обработки данных по ряду выполненных машин. Меньшие
из указанных в таблице значений следует выбирать для компрессоров
повышенной быстроходности.

Указанные в таблице порядковые номера ступеней соответствуют ком-
прессорам, которые начинают сжатие с атмосферного давления. Для до-
жимающих компрессоров, производящих дополнительное сжатие предвари-
тельно сжатого газа, коэффициенты (3 необходимо выбирать по номеру
ступени, увеличенному на примерное число ступеней предварительного
сжатия.

Масса дифференциального поршня учитывается по элементам. Началь-
ным назван дисковый элемент дифференциального поршня, отличающийся
от остальных элементов наибольшим диаметром, но меньшей длиной, так
как он не имеет неизбежного для них удлинения на величину хода. В таб-
лице указаны значения коэффициентов рд для начальных поршней двой-
ного действия. Если начальный поршень — одинарного действия и по
другую его сторону находится уравнительная полость или полость одной из

1 Предполагается, что у всех рядов многорядного компрессора механизм движения
одинаков. Для нормализованных баз величина П представляет номинальную поршневую
силу базы.
Значения коэффициентов а, 0 и 1 в формуле (XI 1.3)
в зависимости от конструктивных особенностей компрессора

Обозначение коэффициента	Наименование и характеристика частей, массу которых учитывает коэффициент	Значение коэффици- ента
«о а  Фог Р02  01 02 03  ₽;  Р2  Рд, Рд2 Рдз Рд. Рдб  Рд2 Рдз Р1. Рдз Рдв Р1, V т'	Кривошипно-шатунный механизм бескрейцкопфного типа  »	» крейцкопфного типа  Поршни открытые (тронковые) одинарного действия:  I ступень  II »  Поршни дисковые двойного действия без несущей поверх- ности (подвешенные или в вертикальных рядах):  I ступень  II »  III »  Поршни дисковые двойного действия с несущей поверх- ностью:  I ступень  II »  Поршни дифференциальные:  1)	начальный элемент двойного действия дифферен- циального поршня:  I ступень  II »  III	»  IV	»  V	»  2)	элементы дифференциального поршня (кроме на- чального):  II	ступень  III	»  IV	»  V	»  VI	»  VII	»  Шток и ползун подвешенного поршня  Вторичный шток	0,8—1,2  3,6—5,4  15—18  7—9  4,5—6,0  2,0—2,8  0,9—1,2  5—7  2,2—3,5  6—8  3,5—5,0  2—3  1,2—1,8  0,7—1,2  9—12  5—7  2,5—4,0  1,0—1,5  0,6—0,8  0,3—0,4 3—4  0,5—0,6

следующих «рабочих ступеней, значение коэффициента 0Д надо увеличить
на 40%, массу же элемента, соответствующего ступени, расположенной
по другую сторону поршня, не надо учитывать вовсе. Если же в случае
уравнительной полости поршень для облегчения сделан открытым, увели-
чивать Рд не требуется.

Если любой из остальных элементов дифференциального поршня,
кроме начального, обращен своим основанием к уравнительной полости, то
он также может быть выполнен открытым (рис. VI 1.99), причем уменьше-
ние его массы следует учитывать снижением коэффициента Рд на 30%.

ббб
Для стальных сварных поршней или поршней, выполненных из алю-
миниевых сплавов, значения коэффициентов следует уменьшать на 50%.

Если предусмотрен промежуточный отбор газа, коэффициенты (3 и у
для всех ступеней после отбора должны быть снижены пропорционально
уменьшению производительности, а число ступеней г в формуле (XI 1.3)
должно учитывать ступени после отбора не целыми единицами, а лишь
некоторыми их долями, соответствующими уменьшению производитель-
ности и равными коэффициенту отбора.

Во многих случаях с целью уравнять силы инерции по рядам компрес-
сора, поршень ступени повышенного давления умышленно утяжеляют, вы-
полняя равным по массе поршню ступени пониженного давления. В этих
случаях коэффициенты |3 обеих ступеней надо брать одинаковыми по дан-
ным для поршней пониженного давления.

Вводя обозначение

a + vSP + SY- К,	(XII.5)

приведем формулу (XI 1.3) к более простому виду

ms = 10-3/7SK	(XI 1.6)

Величина К названа коэффициентом схемы компрес-
сора. Подставляя значение массы возвратно-движущихся частей по
(XII.6) в выражение (XII.2), получим

/ = 10-3/7S/Crco2(l + X).

со = 2лп,

Учитывая далее, что
и
находим

/%0,02П52п2К(1 +Z).

Как указывалось выше, сила инерции не должна превышать расчетную
поршневую силу наиболее нагруженного ряда более, чем на 20—25%, что
численно соответствует значению X — 0,2 4-0,25. Следовательно,

I = 0,0277S2n2K(l + X) ^(1,2-4-1,25) /7,
откуда после сокращения и преобразования получаем

Найденная формула показывает, что чем больше ход поршня S, тем
меньше допустимая частота вращения компрессора.

Подставляя в выражение для средней скорости поршня сср = 2Sn зна-
чение S из формулы (XI 1.7), имеем

cc„=2Sn^~^-.	(XII.8)

р	V к

Как видно из формулы (XII.8), среднюю скорость поршня
следует выбирать в зависимости от коэффи-
циента К схемы компрессора, причем предельная вели-
чина сср не зависит от принятого хода поршня и может быть одинаковой
для малых и больших компрессоров. При К = 10 имеем сср 4,44 м!сек;
для повышения сср до 5 м!сек требуется снизить К до 7,8. Значения коэф-
фициента К велики в схемах, где ступени низкого давления находятся
в дифференциальном блоке с другими ступенями или поршни у них под-
вешены на штоке. Уменьшение массы возвратно-движущихся частей, не-
обходимое для снижения коэффициента К и повышения быстроходности
компрессора, должно производиться в первую очередь за счет наиболее
тяжелых из них — крейцкопфа и поршня I ступени.

Так, например, в простейшем случае бескрейцкопфного компрессора
с I ступенью одинарного действия в отдельном ряду (¥ = 0,5), при мини-
мальных значениях коэффициентов а0 = 0,8 и |301 = 15, имеем

К = а0 + ^р01 = 0,8 + 0,5-15 = 8,3.

Замена чугунного поршня на поршень из алюминиевого сплава сни-
жает его массу на 50%. При этом р01 = 0,5-15 = 7,5 и К = 4,55, соот-
ветственно чему предельное значение средней скорости поршня может
быть повышено с 4,86 до 6,57 м/сек.

Вычисление поршневых сил производится по давлениям и площади
поршней. Но в начальной стадии расчета известны только рабочие объемы
цилиндров, причем площадь поршня находится исходя из этих объемов
и средней скорости поршня. Последнюю можно определить по коэффи-
циенту схемы Д', но во многих случаях, пока неизвестны поршневые силы
и не найдена величина Чг, этот коэффициент не может быть вычислен.

Если предусмотрено применение нормализованной базы, то до ее выбора
и определения допустимой частоты вращения средняя скорость поршня
также не может быть установлена. Поэтому среднюю скорость поршня
приходится выбирать предварительно, например в пределах от 3 до 5 м/сек,
но с последующим уточнением.

Величина площади поршня ступени F (м2)

где Vh — секундный рабочий объем ступени, мЧсек.

У ступеней двойного действия со сквозным штоком или при устройстве
в нескольких одинаковых цилиндрах одинарного действия площадь поршня
одной полости находится делением площади поршня ступени на число
рабочих полостей.

В схемах с дифференциальным поршнем, где все ступени одинарного
действия, а ступень самого низкого давления (начальная в дифферен-
циальном блоке)—двойного действия, распределение площади поршня
начальной ступени по полостям определяется следующими условиями:

Fe + FK = F\

+	(хп.ю)>

где Fe и FK — площади поршня начальной ступени со стороны вала и
крышки; F — суммарная площадь поршня начальной ступени; ^Fe и
У FK — суммарные площади поршней всех остальных ступеней в диффе-
ренциальном блоке соответственно со стороны вала и крышки; — пло-
щадь штока, диаметр которого следует предварительно выбрать.

Из уравнений (XII. 10) получаем

ЬитУ,	(XII.11)

рк=4s +?шт-%р'*)=р-р<

(XII.1Г)
Положив Fo ~ 0 и У FK = 0, находим площади по обе стороны
поршня в цилиндре двойного действия с односторонним штоком. Они
равны

=	(XI 1.12)

=	+	(XII.12')

Нужно заметить, что в цилиндрах двойного действия ступеней высо-
кого давления односторонний шток является причиной значительного
различия рабочих площадей по обе стороны поршня и, следовательно,
большого неравенства поршневых сил.

Вычисление поршневых сил производится по давлениям всасывания
и нагнетания р*, определяемым по номинальным давлениям рвс и рн
с учетом потерь

Рвс — (1 $вс) Рвсч	(XI 1.13)

pL-(l+6«)p«,	(XII.14)

где 8вс и бн — относительные потери давления при всасывании и нагне-
тании, которые в предварительных расчетах находятся по графику
рис. 11.12 в зависимости отр, т. е. соответственно рвс и рн, а в поверочных
расчетах вычисляются по действительным потерям, согласно указанному
в гл. VI (стр. 278).

Величина поршневых сил ряда равна разности противоположно на-
правленных сил от давления газа на площади поршней, обращенных
к крышке цилиндра и к валу. При ходе к валу на поршни ступеней со сто-
роны крышки действует давление всасывания, а со стороны вала — давле-
ние нагнетания. При обратном ходе давления меняются местами. Соот-
ветственно этому поршневые силы П (н) определяются так:

в конце хода к валу

(хп.15)
в конце хода к крышке

/7k=Sp^F6-SpX,	(XII. 15')

где р*с и р* — давления всасывания и нагнетания в ступенях с учетом
потерь, н!м2.

Эти формулы остаются в силе как при наличии уравнительной полости,
так и в случае тронкового поршня, тыльная сторона которого, обращен-
ная к картеру, воспринимает давление атмосферы, причем в расчете давле-
ние в уравнительной полости, как и давление атмосферы на тыльную сто-
рону тронкового поршня, принимается постоянным при ходе к валу и
к крышке.

Получив предварительные значения поршневых сил, установив по ним
значения V и вычислив величину /<, нужно по формуле (XII.8) определить
уточненное значение средней скорости поршня сср. Расчет следует вести
по большему из значений /С, полученных для различных рядов.

По новому значению с следует уточнить значение поршневой силы

(XII.16)

Сср

где сср — средняя скорость поршня, принятая предварительно.
Величину хода поршня S, определяемую согласно формуле (XII. 1)
по поршневой силе /7', принимают с округлением.

По значениям средней скорости и хода поршня находят частоту вра-
щения компрессора п (сек"1)

Q

(XII.17)

Для непосредственного соединения компрессора с двигателем она должна
быть согласована с частотой вращения двигателя.

В компрессорах без смазки цилиндров или для сверхвысоких конечных
давлений среднюю скорость поршня ограничивают из условия износо-
стойкости уплотняющих элементов поршня и сальников, и частоту вра-
щения определяют по допустимой средней скорости поршня и ходу S,
выбранному по поршневой силе. У компрессоров для сверхвысоких дав-
лений ход поршня ряда с цилиндром последней ступени уменьшают,
учитывая устойчивость штока (плунжера) на продольный изгиб и предель-
ные значения средней скорости поршня, допустимые при таких давлениях
для поршневых колец или сальника.

ВЫБОР БАЗЫ

Ряды баз. Современные компрессоры, за исключением некоторых спе-
циальных, выполняются только на нормализованных базах. Применение
нормализованных баз дает возможность намного снизить трудоемкость
изготовления и сократить срок поставки компрессоров.

Для компрессоров различных типов требуются ряды баз, различных
по частоте и границам значений поршневых сил.

При увеличении частоты ряда баз облегчается выбор нужной базы.
Во многих случаях это устраняет излишнее утяжеление компрессора.
Но при уменьшении частоты ряда сокращается число разнотипных дета-
лей, что повышает уровень унификации в производстве. Чем разнообразнее
и больше выпуск компрессоров, тем экономически целесообразнее иметь
частые ряды баз.

Для средних условий можно рекомендовать ряд следующих значений
поршневых сил П (кн) и хода S (мм), связанных формулой (XII. 1):

п	^Л—0,8	п	5Л=0,7-0,8	и	5Л=0,7	5Л=0,8
1,6	32	16	100	160	280	320
2,5	40	25	125	250	360	400
4,0	50	40	150	400	450	500
6,3	60	63	180	630	560	630
10,0	85	100	220	1000	710	800

Значения П относятся к базам компрессоров любого типа и приняты
согласно ряду R5 по ГОСТу 8032—56 на «Предпочтительные числа и ряды
предпочтительных чисел». Соответствующие им значения хода поршня
S (мм), вычисленные по формуле (XII.1), приняты по ГОСТу 6636—60
на «Нормальные линейные размеры».

Ниже приведены параметры баз компрессоров, выпускаемых заводами
Советского Союза: вертикальных и угловых (табл. XI 1.2) и оппозитных
(табл. ХП.З).

Границы и частота рядов баз, применяемых зарубежными фирмами,
весьма различны (табл. XI 1.4). Отдельные фирмы выпускают малые много-
оборотные компрессоры на небольших оппозитных базах, рассчитанных
на поршневые силы от 10 кн и выше.

Встречаются ряды баз, отличающиеся тем, что поршневой силе соот-
ветствуют два хода поршня, а ходу поршня — две поршневые силы
670
Базы вертикальных и угловых компрессоров

Индекс	Поршне- вая сила, КН	Ход поршня, мм	Число рядов	Частота враще- ния, сек~1 (мин~1)	Средняя ско- рость поршня, м)сек	Максималь- ная мощность в ряду, квт
		Вертикальные компрес			с о р ы	
1Р	20	130	2	10,0; 12,5 (600; 750)	2,6; 3,16	35; 40
1,5Р	30	160	2	8,33; 10,0 (500; 600)	2,67; 3,2	50; 60
2Р	40	200	2	6,67; 8,33 (400; 500)	2,66; 3,33	70; 85
ЗР	100	300	2; 3	6,25 (375)	3,75	240
		У	г л о в ы е	компрессоры		
2П	20	125	2	12,5 (750)	3,12	30
ЗП	30	210	2	8,33 (500)	3,5	60
5П	50	220	2	8,33 (500)	3,67	90
7П	70	300	2	6,25 (375)	3,75	150

(табл. XII.4 — крупные базы фирмы «Эслинген»). Преимущество такого
построения ряда в возможности более широкой унификации цилиндров —
одинаковые цилиндры могут быть установлены на базах, рассчитанных
на различные поршневые силы.

Полнота использования базы. Значения поршневых сил баз, рекомен-
дованные на стр. 670, составляют геометрическую прогрессию со зна-
менателем 1,6, а значения хода поршня — прогрессию со знаменателем,
который в большинстве случаев равен 1,25. Габариты баз растут пропор-
ционально ходу поршня, а массы — пропорционально произведению хода
на поршневую силу. Поэтому для однотипных баз при равном числе рядов
масса каждой следующей базы в среднем вдвое больше предыдущей.

Во избежание столь значительного увеличения массы нужно, чтобы
поршневая сила базы близко соответствовала требуемой для компрессора.
Переход на большую базу вызывает утяжеление компрессора не только
из-за увеличения массы базы, но и потому, что с удлинением хода поршня
увеличивается масса цилиндров. Компрессоры на большей базе имеют,
как правило, меньшую частоту вращения вала, увеличенную массу дви-
гателя и большие габариты.

Можно указать несколько путей снижения поршневых сил, позволяю-
щих во многих случаях применить меньшую базу. К ним относятся:
уравнивание поршневых сил перераспределением сжатия или изменением
схемы компрессора; увеличение числа ступеней сжатия; увеличение ча-
стоты вращения вала; уменьшение мертвых пространств и диаметра цилин-
дров у всех или некоторых ступеней компрессора. Если допустимо изменить
задание, следует выбрать производительность компрессора такой, чтобы
поршневые силы соответствовали нормализованной базе.

Иногда не представляется возможным в достаточной мере снизить
поршневую силу. При небольшом избытке поршневой силы вместо при-
менения большей, базы может оказаться целесообразным усилить мень-
шую, применив, например, другие материалы для деталей, имеющих недо-
статочный запас прочности.
* Для дожимаю:	М40				М25		М16		мю	Индекс	
	400				250		160		100	Поршневая сила, кн	
	450				400		320		220	Ход поршня, мм	
£ S X  я  О & я •о л>  о о •о о са	ОО	О Ф*				00	0 4^		оо о> ф* ьэ		офю	Число рядов	
	ОО	0	Ф*  S	3	3  фь	4^	4^  О	ОО				00	о	Ф*>  g	§	§  СП	СП	СП		ОО	сь Ф* Ю  3	3 33  Ст)	ООО		О Ф> ю ggg ООО	Обозначение моди- фикаций	
	1800 *		2400		* 0991	2150	1450 *	1850	1380	Расстояние между рядами, мм	
	| 52 280 *	39 260 *  56 420		28 180  42 020	25 700 *  36 260  33 970 *	18 615  27 230	17 190 * 24 460 22 930 *	ООЮО  Ю СП *  •— *— о ООО	О Ф* ю  СП СО О 4^ 00 СП О О	Масса, кг	
	4,17; 5,00 (250; 300)				5,00; 6,25 (300; 375)		6,25; 8,33  (375; 500)		8,33; 10,00 (500; 600)	Частота вращения. сек~1 (мин"1)	
	со  СП  Сп				4,0; 5,0		1  ' 4,0; 5,33		3,67; 4,4	Средняя скорость поршня, м/сек	
	о со о  о				О о  00 о		400; 550		250; 300	Максимальная мощность в ряду, кет	
	ьо ел  о  ОО о о				1250; 800		092 :0И		320; 230	предельно- допустимая суммарная (с учетом частоты вра- щения), ms	Масса поступательно-движущихся частей, кг
	590				340		170		СП ел	крейцкопфа и 0,3 шатуна,	
	ю  о				150		о		ьо СП	поршневого штока, ms	
	1690; 940				760; 310		400; 120		240; 150	предельно- допустимая для поршня, ш  ms	

Таблица XII.3
Базы оппозитных компрессоров
Таблица XII.4

Базы оппозитных компрессоров некоторых зарубежных фирм

Поршневая сила, кн	Ход поршня, мм	Число рядов	Частота враще- ния, сек~} (мин )	Средняя скорость поршня, м/сек	Максималь- ная мощ- ность в ряду, кет
		Фирма «Нуово—	-Пиньонэ» (Италия)		
35	125	2; 4	16,7 (1000)	4,17	54
45	165	2; 4	12,5 (750)	4,18	80
64	205	2; 3; 4; 5; 6	10,0 (600)	4,10	140
90	290	2; 3; 4; 5; 6	7,13 (428)	4,10	200
136	320	2; 3; 4; 5; 6	6,25 (375)	4,00	310
200	370	3; 4; 5; 6	5,55 (333)	4,13	430
350	420	3; 4; 5; 6	5,00 (300)	4,20	730
450	450	3; 4; 5; 6	4,55 (273)	4,13	1195
600	450	4; 5; 6	4,17 (250)	3,75	1660
		Фирма «Эрхардт и Земер» (ФРГ)			
25	100	2; 4; 6; 8	8,33—16,7 (500—1000)	1,67—3,33	—
40	125	2; 4; 6; 8	8,13—12,5 (488—750)	2,03—3,13	—
63	160	2; 4; 6; 8	6,25—10,0 (375—600)	2,00—3,20	—
100	200	2; 4; 6; 8	5,55—8,33 (333—500)	2,22—3,33	—
160	320	2; 4; 6; 8	5,00—7,13 (300—428)	3,20—4,56	—
250	450	2; 4; 6; 8	4,55—6,25 (273—375)	4,04—5,62	—
400	560	2; 4; 6; 8	3,57—5,55 (214—333)	4,00—6,21	—
500	630	2; 4; 6; 8	3,33—5,00 (200—300)	4,20—6,30	—
		Фирма «Эслинген» (ФРГ)			
15	65	2; 4; 6; 8; 10	12,5 (750)	1,63	—
40	100	2; 4; 6; 8; 10	16,7 (1000)	3,33	—
80	160	2; 4; 6; 8; 10	12,5 (750)	4,00	—
160	250	2; 4; 6; 8; 10	8,33 (500)	4,17	—
250	320	2; 4; 6; 8; 10	6,25 (375)	4,00	—
250	400	2; 4; 6; 8; 10	5,00 (300)	4,00	—
400	400	2; 4; 6; 8; 10	5,00 (300)	4,00	—
400	500	2; 4; 6; 8; 10	4,17 (250)	4,17	—
630	500	2; 4; 6; 8; 10	4,17 (250)	4,17	—

22 М. И. Френкель

67а
Действующие силы. Сила давления поршня на газ (собственно поршне-
вая сила) передается на цилиндр и воспринимается станиной, но механизм
движения находится под действием результирующей двух сил: давления
газа на поршень и инерции.

Знак силы инерции положителен у внутренней (верхней) мертвой точки,
отрицателен у наружной (нижней), причем изменение знака происходит
приблизительно при 45% пути поршня к валу или 55% пути от вала.

Поршневая сила достигает наибольшего значения во время нагнетания.
При отношении давлений, превышающем для полости цилиндра со стороны
крышки 8	2,5 4-2,7 и со стороны вала 8	2,0 ч-2,1 (при идеальном двух-

атомном газе), нагнетание происходит в области, где сила инерции напра-
влена противоположно поршневой силе. При этом механизм движения
воспринимает их разность (см. рис. XI 1.6, а, диаграмма поршневых сил
в ряду I ступени). Но при меньших отношениях давлений нагнетание
начинается раньше и на некотором участке хода поршня механизм движе-
ния воспринимает сумму максимальной поршневой силы и силы инер-
ции (см. рис. XI 1.6, б, диаграмма поршневых сил в ряду V—VI сту-
пеней).

Сила инерции, действующая в различных частях механизма движения,
не одинакова. На штоке у поршня ее значение определяется массой одного
лишь поршня, у крейцкопфной головки шатуна—массой поршня, штока и
крейцкопфа. Наибольшего значения сила инерции достигает у криво-
шипной головки шатуна.

Для лучшего использования базы при повышенных оборотах или малых
отношениях давлений целесообразно учесть нарастание сил инерции от
поршня к валу и соответственно этому усилить отдельные детали меха-
низма движения. В механизме движения оппозитных баз (табл. XII.3)
расчетная сила для шатуна и вала увеличена на 15% и для различных
сечений крейцкопфа — на 6—10%.

Детали базы рассчитывают на усталость при симметричном цикле
нагружения, т. е. равных по абсолютной величине и противоположных
по знаку поршневых силах при ходе поршня к валу и от вала. Если же
при сохранении наибольшей поршневой силы цикл нагружения не симме-
тричен, причем изменяется значение и знак силы или только значение,
а знак остается неизменным, запас прочности большинства деталей базы
существенно увеличивается. Следовательно, если в ряду компрессора рас-
положен только один цилиндр одинарного действия или цилиндр высокого
давления двойного действия с односторонним штоком, нагрузка на базу
может быть повышена. Избыточная поршневая сила, вызывающая в штоке
напряжение сжатия, не действует на шатунные болты, головки шатуна
и проушину крейцкопфа. Однако узлы крепления цилиндра к раме
воспринимают при этом увеличенную растягивающую силу, в связи с чем
может потребоваться их .усиление. Повышенные нагрузки действуют также
на вал, коренные подшипники, подшипники шатуна и башмаки крейц-
копфа, и эти узлы подлежат проверке.

Уравнивание поршневых сил. При полном уравнивании поршневая
сила, действующая в каждом ряду, равна средней поршневой силе Пср

zp
^(Пв-Пк)

. ................-> <Х11-18)

где zp — число рядов базы.

Величина, Пср определяет предельное снижение расчетной: поршневой
силы ряда и может служить ориентировочной при предварительном выборе
базы.
Уравнивание поршневых сил производят в ряду и между рядами.
В ступенях высокого давления для уравнивания сил в ряду иногда при-
меняют цилиндры со сквозным штоком. Чаще с той же целью две ступени
высокого давления выполняют одинарного действия и располагают в одном
цилиндре, в блоке из двух цилиндров или отдельно, но в общем ряду и
противоположно друг другу.

При объединении в ряду двух ступеней поршневые силы вдвое больше,
чем в остальных рядах. Напротив, при делении ступени с устройством
в нескольких цилиндрах и рядах (первую ступень часто делят для умень-
шения диаметра цилиндра) поршневые силы соответственно меньше, чем
в остальных рядах. Для уравнивания поршневых сил между рядами уве-
личивают отношение давлений в ступенях у недогруженных рядов и умень-
шают у перегруженных. Не допуская чрезмерного роста температур нагне-
тания или заметного снижения экономичности сжатия, обычно ограничи-
ваются частичным уравниванием.

ОГРАНИЧЕНИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ

Как известно, допустимая частота вращения вала тем выше, чем меньше
масса поступательно движущихся частей. Масса шатуна и крейцкопфа
постоянна для каждой базы. Масса штока изменяется только в отдельных
случаях. Масса поршня различна и иногда ограничивает возможность уве-
личения частоты вращения вала.

При разработке баз целесообразно предусматривать усиление шатуна
и вала с расчетом на превышение силы инерции / над номинальной
поршневой силой Пном, определяемое коэффициентом = -уД-. Учи-
Ином

тывая формулу (XI 1.2) и полагая $кр = 1 + X, имеем

20msSn^nHOMf	(XIL19)

где Пном — поршневая сила базы, н; ms = tns + rns + rns — суммарная
масса возвратно-движущихся частей; ms — масса возвратно-движущихся
частей базы, состоящая из 0,3 массы шатуна и массы крейцкопфа, кг; ms —
масса поршневого штока, кг; ms — наибольшая в компрессоре масса
поршня или поршневой группы, кг.

Из формулы (XII. 19) находим предельно допустимую частоту враще-
ния п (сек'1)

—/ Пн°м------.	(XI 1.20)

|/	20(/ns4-/ns4-ms) 5

В конструкции оппозитных баз (табл. XI 1.3) шатун и вал рассчитаны
на силы инерции /, превышающие поршневую на 15%. Это несколько
меньше значения = 1 + X, предусмотренного при выводе формулы
(XII.19), но учтена кратковременность работы на холостом ходу.

В табл. XI 1.3 указаны суммарная масса ms, предельно допустимая
по формуле (XII. 19), и частные массы ms, ms и

Поршни I ступени массивнее, чем другие. Значения масс стальных
сварных поршней для цилиндров I ступени двойного действия приведены
на рис. XII. 1 в зависимости от диаметра. Сопоставляя массы по этому
графику со значениями ms в табл. XI 1.3, легко определить, допустим ли
нужный поршень по силам инерции. Если масса поршня известна, то по
формуле (XI 1.20) можно вычислить предельную частоту вращения.

У компрессоров, действующих при очень малом отношении давлений
или в области сверхвысоких давлений, при которых сжимаемость газа
невелика, индикаторная диаграмма приближается к прямоугольной, а ре-
зультирующая сила, действующая на кривошипную головку шатуна, —
к сумме сил, поршневой (от давления газа) и инерции. У таких машин
базу нельзя нагружать полной поршневой силой, так как сила инерции
вызывает перегрузку. Вместе с тем машина не может работать при полных
оборотах, допустимых для базы, так как одна лишь сила инерции составит
предельную нагрузку. При проектировании таких машин следует опре-
делить оптимальную частоту вращения, при которой производительность
компрессора максимальна, т. е. максимально произведение пП — (п —
переменная частота вращения; П — соответствующая ей допустимая

Рис. XII. 1. Масса ms (кг) стальных сварных поршней I ступени в зависимости
от диаметра

При построении кривой произведения nil значение поршневой силы П
находится как разность П = ^крПтах — 1Н (/7гпах — наибольшая допусти-
мая нагрузка на базу; $кр — коэффициент увеличения нагрузки, приня-
тый для кривошипной головки шатуна и вала; 1Н — сила инерции в точке
начала нагнетания). При выборе частоты вращения следует учитывать
относительную плотность сжимаемого газа: чем она меньше, тем больше
оснований к повышению частоты вращения и средней скорости поршня.

Изменение поршневых сил с режимом работы компрессора. Любые
изменения режима работы, связанные с изменением давлений, отражаются
и на поршневых силах.

В зимних условиях снижается температура поступающего в компрес-
сор газа. Температура охлаждающей воды тоже снижается, но в меньшей
мере. При многоступенчатом сжатии усиливается недоохлаждение газа,
а каждые 3° недоохлаждения повышают, как известно, давление между
ступенями на 1%. Зимой недоохлаждение увеличивается на 30—45° и
межступенчатые давления повышаются на 10—15%. С их ростом у всех
ступеней, кроме последней, возрастают поршневые силы. У последней
ступени, выполненной в цилиндре двойного действия, они уменьшаются
Изменение барометрического давления также отражается на межступен-
чатых давлениях, но возникающее вследствие этого увеличение поршневых
сил невелико (обычно не более 2,5 4-3,0%).
У дожимающих компрессоров изменение начального давления воз-
можно в более широких пределах и может вызвать значительно больший
рост поршневых сил, чем у компрессоров, начинающих сжатие с атмосфер-
ного давления. При повышении начального давления поршневые силы
увеличиваются во всех рядах, кроме ряда последней ступени; при сниже-
нии же они увеличиваются только в ряду последней ступени.

Регулирование производительности, сопровождающееся снижением
промежуточных давлений, также вызывает увеличение поршневых сил
в ряду, где расположена последняя ступень. При большом снижении
производительности оно может оказаться весьма значительным. Увеличе-
ние поршневых сил происходит, однако, только при условии, что цилиндр
последней ступени выполнен двойного действия или что последняя сту-
пень вместе с другой, противолежащей ей ступенью находится в общем
цилиндре или в дифференциальном блоке цилиндров.

В одноступенчатом компрессоре с цилиндрами двойного действия, как
и в многоступенчатом, но только в ряду, где находится последняя ступень,
поршневые силы растут при снижении начального давления.

Неплотности клапанов и поршневых колец или загрязнения промежу-
точных холодильников могут также явиться причиной повышения меж-
ступенчатых давлений и увеличения поршневых сил.

Общие замечания к выбору базы. Выбор базы и схемы компрессора
неотделимы друг от друга. Для обоснованного выбора базы в большинстве
случаев требуется рассчитать несколько вариантов выполнения компрес-
сора с различным числом ступеней и рядов.

При выборе базы надо учитывать следующее правило: при неизменной
производительности, одинаковом числе ступеней и средней скорости
поршня сумма всех поршневых сил постоянна, независимо от числа
рядов. При равенстве суммы сил поршневая сила ряда обратно пропор-
циональна числу рядов. Если принять его различным, то следует наме-
тить соответствующую каждому числу рядов схему компрессора и сопо-
ставить расчетные поршневые силы с допустимыми для базы. Сравнивая
результаты, определяют число рядов, при котором база будет использо-
вана полнее.

Для окончательного выбора базы необходимо, кроме поршневых сил,
учитывать другие обстоятельства. К ним относятся:

1.	Удобство обслуживания компрессора. С этой точки зрения во мно-
гих случаях целесообразно многорядное выполнение с числом рядов, рав-
ным числу ступеней сжатия или большим.

2.	Улучшение динамики машины и газодинамики потока в газопроводе.
С увеличением числа рядов легче уравновесить силы инерции. При
нескольких цилиндрах одной ступени повышается плавность течения газа
в трубах, уменьшаются возникающие в них потери энергии и ослабляются
вибрации.

3.	Уменьшение массы компрессора и установки. Масса компрессора
меньше, если он выполнен на меньшей базе с большим числом рядов.
Приближенно значения масс компрессоров пропорциональны значениям
ходов поршня у сопоставляемых баз. Масса установки уменьшается и за
счет двигателя, имеющего при меньшей базе большую частоту вращения.

4.	Унификация. Вопрос выбора числа рядов особенно важен при созда-
нии семейства компрессоров различной производительности. При при-
менении баз с удвоенным и утроенным числом рядов представляется воз-
можным полностью унифицировать цилиндры и многие узлы базы.

5.	Производственные возможности компрессоростроительного завода.
Часто вопрос о применении новой базы решается в зависимости от нали-
чия необходимого для ее изготовления оборудования. Нельзя допускать
применения случайных баз, несвойственных заводу. Для завода, наладив-
шего серийный выпуск оппозитных компрессоров, новый компрессор
должен быть спроектирован оппозитным, даже, если вертикальный имеет
некоторые преимущества. При проектировании следует стремиться к уни-
фикациям не только деталей, но и технологии изготовления.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА ШТОКОВ

Диаметр штока зависит от передаваемой им поршневой силы и его
длины, а у горизонтальных машин — и от выполнения поршня, который
может быть подвешен на штоке или же иметь опорную поверхность.

Рис. XII.2. Номограмма для определения диаметра штока в зависимости от порш-
невой силы П и хода поршня S

Шток с подвешенным поршнем воспринимает дополнительные напряже-
ния поперечного изгиба, поэтому диаметр его больше.

Для предварительного определения диаметра штока на рис. XI 1.2
дана номограмма, построенная для штоков из стали 40 с неупрочненными
резьбовыми концами.

Для оппозитных компрессоров на базах, указанных в табл. XI 1.3,
диаметры штоков принимаются следующими:

База.............

Поршневая сила, кн

Диаметр штока, мм

...............М10

.......... 100

............... 60

Ml 6 М25 М40

160	250	400

80	100	130
Изготовление штоков из легированных сталей с упрочнением резьбо-
вых концов путем наклепа вибрирующим роликом увеличивает прочность
на 50—70% и позволяет допустить перегрузку или уменьшить диаметр
штока.

Возможное уменьшение диаметра штоков видно из следующих данных
по оппозитным базам фирмы Куппер—Бессемер:

Поршневая сила, кн
Диаметр штока, мм

.......... 63,5 90,5 158,5 272

.................. 38,1	44,4 63,5 76,2

Диаметр штока, с целью унификации сальников, следует выбирать
с округлением. При этом необходимо руководствоваться ГОСТом 6636—60
на «Нормальные линейные размеры», причем рекомендуется выбирать раз-
меры по ряду Ra20.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРОВ ЦИЛИНДРОВ

И ПЕРЕСЧЕТ ДАВЛЕНИЙ ПО УТОЧНЕННЫМ ПЛОЩАДЯМ ПОРШНЕЙ

Площади и диаметры цилиндров определяются по площадям поршней
и штоков, найденным после окончательного выбора значений S и п.

Площади цилиндров в дифференциальном блоке находятся с добавле-
нием к расчетным площадям поршней площади цилиндра примыкающей
ступени более высокого давления. Вследствие этого расчет площадей необ-
ходимо вести переходя от последних ступеней к первым. Выбор оконча-
тельных диаметров следует производить, руководствуясь нормалью на пор-
шневые кольца (табл. XII.5), допуская отступление от расчетных данных
не более чем на 2,5%, так как уже при этом рабочие площади изменяются
на 5%, а в случае противоположного отступления на первой и на других
ступенях и отсутствия корректировки мертвых пространств отклонения
в промежуточных давлениях могут достигнуть 10%.

Если в результате округления диаметра цилиндра I ступени увеличить
рабочую площадь ее поршня, то повысится производительность компрес-
сора. Если диаметры остальных ступеней соответствуют расчетным, то
пропорционально возрастут давления всасывания всех следующих сту-
пеней.

Иначе обстоит дело при увеличении диаметра цилиндра какой-либо
промежуточной или последней ступени. В этом случае соответственно
возрастет объем всасываемого ступенью газа, и ступень будет принимать
его при более низком давлении. Следовательно, увеличение площади
промежуточной или последней ступеней снижает давление всасывания
этой ступени.

Таким образом, в результате округления диаметров все давле-
ния всасывания повышаются пропорцио-
нально увеличению рабочей площади I ступени,
но понижаются пропорционально увеличению
рабочей площади своей ступени. Уточненные давления
всасывания нетрудно найти, зная первоначальные и коэффициент пере-
счета, определяемый выражением

<хп-21)

где знаком «'» отмечены новые площади.

При этом

Peel “ ^eciPeci-	(XI 1.22)
680

*  Сс-^^Ч^ООООСЛШСЛСЛФФФФ^	° о <4 WCOGOGObOtObOtObObOtObObO  ОООСЛЮОООСЛЮОООСЛЮОООСЛЬО©	д	ООСлМОООЧФСЛФадМ*-©  	-	 .	,	 Н S д 														Для поршней наборной конструкции		Номинальный диаметр кольца, равный диаметру цилиндра, мм
СО СО JO ЬО ЬО ЬО ЬО ЬО ЬО ЬО ЬО ЬО ЬО	Г* Г-	ь °	10 ~ ~ ~	~ ~ Г" Г- *“*	Г"  О О <1 "•<! СЛ сл сл То То То О О О 00 <1 О СП	О <1 <1 ^<1 СП сл СЛ СЛ Си СЛ СЛ СП СП  след	СЛ СЛ СП	Е	СЛСЛСЛ														Радиальная толщина коль- ца, мм
>- ж  >=	S ю  СП	s »s.	©														Высота кольца, мм
tOtObOtOtObObOtObOtO<—	1—	•—	•—	h—	>—	_	>—  фслффмм^-и-оосооооочччффслсл^^м	со	со	to	to	•—	h-	о	о	с©	ж	22	22	92  ОО^ОООСЛОТ’ООСЛОСЛ^ОСЛОСЛОСЛООС	сл	О	СЛ	О	СО	СЛ	О	СЛ’	о	сл	°	00	04														Номинальный диаметр кольца, равный диаметру цилиндра, мм
СССООССЮСОЧЧЧЧЧОФООФФ^ШСЛСДСЛШСЛ	Ф*	фк	Ф»	Ф»	фк	Ф*	Ф*	СО	со	со	со	со	со	со  сл о о о о сл О О О О СЛ СЛ СЛ О О О СЛ СЛ СЛ О О О О	<1	сл	сл	То	То	о	о	м	сл	сл	То	То	То	о  СЛ	СЛ	СЛ	СП	сл	сл	сл														Радиальная толщина коль- ца, мм
7,0	6,0			до		4,0		3,5			3,0			Высота кольца, мм
СЛСЛСЛСЛСЛСЛФьфьфьфьфьфьфьФ'фьф'СОСОСОСОСОСОСОСОСОСОСОСОСОЬОЬЭЬОЬО ОО<1СЛООЬООС©ОО'<1СЛСЛФ‘СОЬЭн-осос0ОООО'<1СЛСЛФ‘СОЬОЬО>-‘ОС©ОООО'<1 О5оо<оооооооооооо°>слс>>слоооооочьооос>о>слоо														Номинальный диаметр кольца, равный диаметру цилиндра, мм
сл	сл	сл	СЛ	Ф-	ф»	~ф*	£О	СО	ЬО	JO	ьо	н-	Н-	►—	о	О	о	О	С©	CD	CD	CD	CD	CD	5©	СО	00  О	О	СЛ	О	СП	О	О	СЛ сл о	о	сл	о	о	сл	сл	о	о о о сл	сл	о	о	сл	сл	сл	о	о	о	о	СО	СП														Радиальная толщина коль- ца, мм
10,0			9,0							8,0			о	Высота кольца, мм
СлФ»Ф^фхСОСОЮЬО»—»— ^-ОО.СОСОСОСООООООООООООО'<1-<1«<1'<1<|СЛСЛСЛСЛСЛ ОСЛЬООСЛОСЛОСЛСЛОСЛОСЛФ-ЬООООСЛФ'СОЬООООСЛСОЬООООСЛСЛЬОО оо^оооооо^ооооо^ооооо^о^ооооо^оооо^слооо														Номинальный диаметр кольца, равный диаметру цилиндра, мм
Ф^СОСОСОСОСОСОСОСОСОООЬОЬОЬОЮЬОЬОЬОЬОЮЬОЬОЬОЬОЮЬОЬОЬОн-^ь-,— о	со	ро ро	сл	ф»	ьо	~	о	ро	сл	сл	сл	сл	ф>	со	со	со	со	ьо	ьо	о	о	о	с©	оо	оо	-q	-q  о	о	о о	о о	о	о	о о	о	о	о о	о	о	о	о	о	о	о	о	о	о	о о	о	о	о	о	о	о	о														Радиальная толщина коль- ца, мм
24,0		22,0			' 18,0		СП	|	Ф»  О	 1 о		12,0			о		Высота кольца, мм

Таблица XII.5

Основные размеры поршневых колец
Давление нагнетания i-й ступени изменяется пропорционально давле-
нию всасывания следующей (i + 1)-й ступени, т. е.

Рн1 = Pec	finiPni-	(XI 1.23)

Эти соотношения являются приближенными, так как не учитывают
изменения коэффициентов наполнения в связи с изменением отношений
давлений, однако при малых отклонениях давлений погрешности незна-
чительны. Более точно давления могут быть определены лишь методом
поверочного расчета (гл. III, п. 9).

ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ

Электрические двигатели до 100 кет выбираются преимущественно
асинхронными короткозамкнутыми, а более мощные — синхронными.

Мощности и частоты вращения крупных синхронных электрических
двигателей для оппозитных компрессоров указаны в табл. XI 1.6. В зави-
симости от условий применения они могут быть выполнены открытыми

Таблица XII.6

Синхронные электрические двигатели для поршневых компрессоров
на оппозитных базах (данные из каталога [81])

Мощ-		Частота вращения, сек, 1 {мин. -1)														
		10,0 (600)			|	8,33 (500)			|	6,25 (375)	|			5,00 (300)	|			4,17 (250)		
ность		Вид двигателя			и предельные значения относительных амплитуд первой гармоник										и второй	
		о? ч			ч  5			0s ч О)			к ч			ог Ч		
		63			га			га			н га			га		
с	<3 g			$	S	3	5	S со	5	3	S	5	5	S	5	3
		§  Ч	5.		Ч Ч			ч  Ч			Ч  Ч		5^	ч ч		
		CQ			CQ			со			СО			X £0		
320	385	К	1,28	4,56	К	0,33	1,53	—	—	—	—	—	—	—	—	—
400	480	к	1,0	3,67	к	0,29	1,39	—	—	—	—	—	—	—	—	—
500	600	к	1,03	3,82	к	0,28	1,36	К	0,195	1,02	—	—	—	—	—	—
630	750	к	0,9 /	3,42	к	0,79	2,99	к	0,174	0,91	—	—	—	—	—	—
800	945	п	0,81	3,13	к	0,63	2,49	к	0,35	1,55	—	—	—	—	—	—
1000	1170	п	1,23	4,36	п к	0,62	2,42	к	0,33	1,47	—	—	—	—	—	—
1250	1470	п	1,12	4,02	п к	1,76	6,03	п к	0,32	1,4	—	—	—	—	—	—
1600	1880	—	—	—	п	1,7	5,86	п к	0,63	2,45	К	0,22	1,17	—	—	—
2000	2340	—	—	—	п	1,57	5,4	п к	0,7	2,68	к	0,38	1,78	П	0,17	0,94
2500	2920	—	—	—	п	2,6	8,27	п	0,62	2,42	п	0,32	1,56	п	0,17	0,92
3200	3720	—	—	—	п	2,45	7,78	п	1,39	4,84	п	0,28	1,4	п	0,38	1,84
4000	4640	—	—	—	п	2,29	7,26	п	1,31	4,56	п	0,26	1,32	п	0,28	1,47
5000	5750	—	—	—	—	—	—	п	1,12	3,92	п	0,72	3,07	п	0,33	1,73
6300	7270	—	—	—	—	—	—	п	1,08	3,83	п	0,59	2,54	п	0,28	1,53

Примечание. К — двигатели в консольном исполнении; II — двигатели с вынос-
ным подшипником; М1/Мэм и Мг/Мэм— предельные значения относительных амплитуд
первой и второй гармоник противодействующего момента компрессора, выраженные в долях
номинального электромагнитного момента электродвигателя.
(серий СДК) или продуваемыми под избыточным давлением (серия СДКП х)
В табл. XII.6 указаны двигатели, выпускаемые консольными, с выносным
подшипником или в том и другом исполнениях. Для каждого из двигателей
указаны предельные значения отношений	и М21Мэм — амплитуд

первой и второй гармоник кривой противодействующего момента компрес-
сора, выраженных в долях номинального электромагнитного момента
двигателя (вычисляется по мощности N3Mi ква). По ним проверяется,
достаточен ли момент инерции ротора, чтобы при заданной диаграмме
противодействующего момента компрессора пульсации статорного тока
двигателя не выходили за допустимые пределы (стр. 191 и 712).

В ряду двигателей в табл. XII.6 мощность каждого следующего
больше предыдущего на 25%. Применение же электродвигателя с зна-
чительным избытком мощности увеличивает стоимость сооружения и экс-
плуатации компрессорной установки. Поэтому во всех случаях, когда
расчетная мощность компрессора близка к номинальной мощности двига-
теля, не следует без явной необходимости отказываться от него в пользу
двигателя большей мощности.

При перегрузке электрических двигателей растет ток, и повышается
температура обмоток, которую не допускают выше предельной. Ток
в двигателе обратно пропорционален коэффициенту мощности cos ср,
который для всех крупных синхронных электродвигателей принят опе-
режающим и равным cos ф = 0,9. Величину cos ф регулируют и в экс-
плуатации во многих случаях повышают до 0,95 и более. При этом мощ-
ность двигателя увеличивается в отношении

=	(XI 1.24)

где cos ф' — повышенное значение коэффициента мощности.

Прирост мощности может составить 5—11%, что в ряде случаев дает
основание выбрать электродвигатель без запаса, т. е. принять его номи-
нальную мощность равной расчетной на валу компрессора.

Зимой, вследствие большего снижения температуры всасываемого ком-
прессором газа, чем охлаждающей воды, мощность, потребляемая много-
ступенчатым компрессором, увеличивается на 5—10%. Но вследствие сни-
жения температуры воздуха, охлаждающего двигатель, допустима пере-
грузка двигателя до 8%. Поэтому при повышении мощности в указанных
пределах нет необходимости в применении большего двигателя из-за
перегрузки в зимних условиях.

Если задание допускает возможность некоторого изменения пара-
метров компрессора, всегда целесообразно выбрать их таким образом,
чтобы двигатель и база были загружены достаточно полно.

2.	ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА

В термодинамическом расчете, который подразделяется на предвари-
тельный и поверочный, вычисляют или уточняют основные параметры
компрессора. Предварительный термодинамический расчет выполняют
в начальной стадии проектирования. В нем выбирают схему компрессора,
находят поршневую силу, определяют допустимую частоту вращения, ход
поршня, диаметры цилиндров и штоков и предварительно вычисляют
потребляемую мощность. В начале проектирования еще неизвестны отно-
сительные мертвые пространства в цилиндрах И'нет данных для вычисления

1	Обозначение: С — синхронный, Д — электродвигатель, К — компрессорный, П —
продуваемый под избыточным давлением. Двигатели серии СДКП применяются для взрыво-
опасных помещений.
потерь энергии в клапанах и коммуникации. Они могут быть учтены лишь
предположительно, по средним статистическим данным.

После конструктивной разработки цилиндров, аппаратуры и газопро-
вода все эти величины могут быть уточнены. Поэтому в завершении проек-
тирования выполняют поверочный расчет, в котором наряду с другими
данными окончательно находят межступенчатые давления, температуры
нагнетаемого газа и, наконец, производительность компрессора и потреб-
ляемую им мощность. Поверочный расчет завершает проект и является
его обязательной частью.

ПРИМЕР ВЫПОЛНЕНИЯ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА

Задание. Рассчитать компрессор производительностью 4,5 м3!сек,
предназначенный для сжатия конверсированного газа от атмосферного
давления до 32,1 Мн/м2.

Состав газа по объему: 55,4% Н2; 21,2% СО2; 19,2% N2; 3,5% СО;
0,7% (Аг + СН4).

Газ поступает в компрессор при давлении 100 кн/м2. После сжатия
до 2,8 Мн/м2, его направляют в водяные скрубберы для отмывки СО2,
откуда он возвращается при давлении 2,6 Мн/м2, с остатком СО2, состав-
ляющим 1,2% от первоначального количества газовой смеси.

Температура газа, поступающего в компрессор, летом плюс 20° С,
зимой минус 5° С. Относительная влажность газа летом и зимой <р = 0,8.
Температура охлаждающей воды летом 25° С, зимой 15° С.

Регулирование производительности в пределах от 100 до 70% должно
осуществляться плавно или дробными ступенями через 5%. Давление
газа в водяных скрубберах должно поддерживаться в заданных пределах
независимо от времени года и изменения производительности при регу-
лировании.

Привод компрессора — от синхронного электродвигателя.

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Расчет компрессора производим по летним условиям работы, учитывая
более тяжелый режим температур. Параметры компрессора при работе
в летних и зимних условиях уточнены в поверочном расчете.

Выбор числа ступеней. По заданию газ должен проходить отмывку
от СО2 при давлениях 2,8—2,6 Мн/м2, поэтому число ступеней компрес-
сора выбираем по участкам так, чтобы давление возврата газа в компрес-
сор было равно давлению всасывания в одну из ступеней.

На первом участке газ должен быть сжат до 2,8 Мн/м2, По графику
изотермического индикаторного к. п. д. (рис. III.5) находим, что для
давления 2,8 Мн/м2 оптимальное число ступеней равно 3. Для второго
участка, где общее отношение давлений

е — З2,1 _ io 31

8“ 2,60

также принимаем три ступени.

Давления в ступенях. Для первого участка сжатия все номинальные
давления в ступенях находим по номограмме рис. II 1.4 и по найденным
давлениям подсчитываем отношения давлений.

Для второго участка определить давления по номограмме нельзя,
потому что сжатие начинается не с атмосферного давления. Принимаем
в IV, V, VI ступенях равные отношения давлений, тогда:

з------

е4 =	= 86 = у 12,31 = 2,31.
Номинальные давления между ступенями второго участка сжатия
определяем по вычисленным значениям е. Все полученные результаты
сведены в табл. XI 1.7.

Показатель адиабаты и газовая постоянная смеси по участкам сжатия.

По формуле (1.26) показатель адиабаты газовой смеси 1

1 „ V ri
k — 1 h — Г

Исходные данные для расчета приведены в табл. XI 1.8. Соответственно
составу газа на первом участке сжатия

1	_ 0,554	0,199	0,212	0,035 _ 9

k — 1 ~ 1,407 — 1 ' 1,4 — 1 + 1,3 - 1 + 1,4 - 1 ““

откуда k = 1,378.  . На втором участке сжатия газ представляет собой смесь двухатомных газов — азота и водорода, следовательно,  Таблица XII.7  Номинальные давления и отношения давлений в ступенях						Таблица XII.8  Состав сухого газа по участкам сжатия и значения показателя адиабаты и молекулярной массы для компонентов смеси				
						Компоненты смеси	Объемные доли в % к первоначальному количеству		Показатель ади- абаты при 100 кн/м2	Молекулярная масса
							Первый участок сжатия: 0,1—2,8  Мн/м2	Второй участок сжатия: 2,6—32,1 М н/м2		
Участки сжатия	Ступени	Номинальные давления, Мн/м2		Отношение дав- лений е 	  I	?вс						
		всасыва- ния рвс	нагнета- ния рн							
						н2 N2 со2 со	55,4 19,9  21,2 3,5	55,4 19,9  1,2 3,5	1,407  1,40  1,30  1,40	2,02  28,0  44,0  28,0
Пер- вый	I II III	0,100  0,32 0,98	0,32  0,98  2,80	3,20  3,07  2,86						
						Итого	100	80		
Вто- рой	IV  V  VI	2,60  6,01  13,9	6,01  13,9  32,1	2,31  2,31  2,31						
						Примечание. 0,7% (Аг + СН4) присоединены к азоту.				

k = 1,4. По табл. 1.2 при давлениях, соответствующих второму участку
сжатия, и возможных температурах температурный показатель адиабаты
kT - 1,4.

Значение газовой постоянной вычисляем по формуле (1.15):
для первого участка сжатия

— S W ~ 0,554'2,02 + 0,199 28 + °>212 44 + °>035 •28 — 489 дж1^кг  гРадУ’

для второго участка сжатия

R — —Too-----------------------------------------= 811 джЦкг • град).

~~ (0,554 • 2,02 + 0,199-28 + 0,012-44 + 0,035-28)
ои

Температура газа. По заданию летом температура газа, поступающего
в I ступень компрессора, +20° С и начальная температура воды 25° С.
Учитывая неполное охлаждение газа в промежуточных холодильниках,

1 Показатель адиабаты определяем по сухому газу, так как учет влажности мало отра-

жается на значениях k.
принимаем температуру всасываемого газа остальных ступеней 33° С,
т. е. на 8° С выше начальной температуры охлаждающей воды.

Температуру нагнетаемого газа определяем по формуле

Л— 1

Тн = ТвсЕ k ,

полагая процесс сжатия во всех ступенях адиабатическим. Компенсируя
вытекающую из этого допущения погрешность, не учитываем повышения
температуры газа вследствие нагрева при всасывании в цилиндр и потерь
давления при всасывании и нагнетании.

Температуры нагнетаемого газа, сведенные в табл. XII.9, оказались
в допустимых пределах.

Таблица XII.9

Температуры всасываемого и нагнетаемого газа

Ступень	Температура всасы- ваемого газа		Отношение давлений е	Показатель адиабаты k (или k )	k—\ k  8	Температура нагнетае- мого газа	
	tec, *С	твс‘				/г—1 г«=гвсе k. °К	°C
I	20	293	3,2	1,378	1,375	403	130
11	33	306	3,07	1,378	1,361	416	143
III	33	306	2,86	1,378	1,333	408	135
IV	33	306	2,31	1,40	1,27	388	115
V	33	306	2,31	1,40	1,27	388	115
VI	33	306	2,31	1,40	1,27	388	115

Выбор типа и схемы компрессора. Учитывая назначение компрессора,
его производительность, область давлений и число ступеней, принимаем
для компрессора выполнение оппозитное на шестирядной базе с симметрич-
ным движением поршней и расположением вспомогательной аппаратуры
в подвале.

Схема компрессора показана на рис. XII.3. Для уменьшения диаметра
I ступень выполнена в двух цилиндрах, находящихся в соседних рядах.
При таком расположении упрощается газовая коммуникация и дости-
гается большая плавность потока газа, чем при цилиндрах в противоле-
жащих рядах. Цилиндры II и III ступеней расположены друг против друга
по обе стороны вала. Ряды IV, V и VI ступеней находятся со стороны
ряда III ступени. При этом потребуется лишь одна газовая линия, сообщаю-
щая ступени, расположенные с противоположных сторон вала, что важно
при подвальном исполнении машины. Цилиндры первых четырех ступеней
двойного действия. V и VI ступени выполнены в общем цилиндре, при-
чем VI ступень находится со стороны вала в кольцевом пространстве
вокруг утолщенного штока.

Коэффициенты соотношения объемов. По формуле (II 1.27) коэф-
фициенты соотношения объемов для каждой из ступеней

Н Р'У^'влР'О*

Определяя коэффициенты утечки принимаем во внимание схему
компрессора и относительные значения утечек v. Учитывая большую про-
изводительность компрессора и допускаемые при оппозитном исполнении
повышенные обороты, выбираем значения v минимальными из указанных
на стр. 87 с последующей корректировкой по формуле (III.37):
для первого участка сжатия

V = V Л I/ {К*>газа
га3а ^возд У (kR)eo3d
для второго участка сжатия

1/ 1,378-489	1 Qn

*возд У 1 4-287 2	*

^газа

Полагаем исходные значения относительных утечек через клапаны
каждой ступени укл = 0,01; через поршни I и II ступеней vn = 0,003,

Q V/ступень®

Уступень 1

А К

Ш ступень

J	jn—

__________

| Электродвигатель |

Рис. XI 1.3. Схема компрессора, принятая в расчете

III и IV ступеней vn = 0,005 и через общий поршень V—VI ступеней
vn = 0,02. Утечки через сальник I ступени находим по формуле (III.36):

vcl = 0,0002 V(0,7e+ 1) рвс = 0,0002 К(0,7-3,2 + 1)0,1	0,0001.

Утечки через сальники II, III и IV ступеней вычисляем аналогичным
образом:

— 0,0002; vc3 = 0,0003 и vc4 = 0,0005.

Рассчитывая утечку через сальник VI ступени, принимаем во внима-
ние утолщенный шток

vce = 0,0005 ]/(0,7е + 1)рвс = 0,0005 У,(0,7-2,31 + 1) 13,9 = 0,003.

Все значения г, скорректированные с учетом влияния физических
свойств газа, сведены в табл. XII. 10; там же дано вычисление коэффи-
циентов утечки рч/.

До определения коэффициентов выделения влаги р6.л проверяем нали-
чие конденсации. В табл. XI 1.9 находим температуры всасывания I сту-
пени 20° С и II ступени 33° С. Этим температурам, как видно из табл. III.3,
соответствуют давления насыщенного водяного пара рн, п1 = 2,34 khIm2, и
Рн. п2 5,03 кн/м2. При заданной относительной влажности всасываемого
Таблица ХИЛО

Коэффициенты утечки

Место утечки	Относи- тельные утечки газа v	Значение v по ступеням компрессора					
		1	II	ш	IV	V	VI
Клапаны:							
I ступени	0,013	0,013	—♦	—	—	—	—
II »	0,013	—	0,013	—	—	—	—
III »	0,013	—	—	0,013	—	—	—
IV »	0,017	—	—	—	0,017	—	—
V »	0,017	—	—			0,017	—
VI »	0,017	—	—	—	—	—	0,017
Поршень:							
1 ступени	0,004	0,004	—	—	—	—	—
II »	0,004	—	0,004	—	—	—	—
III »	0,007	—	—	0,006	—	—	—
IV »	0,008	—	—	—	0,008	—	-—
VI и V ступе-	0,034		—	—	—	0,034	0,034
ней Сальники:							
1 ступени	0,0002	0,0002	—	—	—	—	—
11	»	0,0003	0,0003	0,0003	—	—	—	—
III »	0,0004	0,0004	0,0004	0,0004	—	—	—
IV »	0,0009	0,0009	0,0009	0,0009	0,0009	—	—
VI »	0,005	0,005	0,005	0,005	0,005	0,005	0,005
Суммарный относительный расход в паразитном потоке S v		0,024	0,024	0,025	0,031	0,056	0,056
Коэффициент утечки ц» =		1,024	1,024	1,025	1,031	1,056	1,056
= 1 + 2 v							

в компрессор газа ср = 0,8 парциальное давление пара в газе, поступаю-
щем во II ступень, при отсутствии конденсации в холодильнике до-
стигло бы

ФРн. ш8 = 0,8-2,34-3,2 = 5,99 кн/м2,

что больше значения рн,п2- Следовательно, после I ступени происходит
конденсация водяных паров, и во II ступень и во все остальные поступает
газ, насыщенный водяным паром.

Пользуясь формулой (III.40), находим:

для II ступени

..	__Рва. ЧРн. т Pecz __ Ю0 0,8-2,34	320	~ 007

Иб42 Рвс2~ Рн.пг ' Рва 320-5,03	’ 100

для III ступени

Р'влз = 0,986.

Для следующих ступеней, в которые поступает газ, практически уже
не содержащий влаги, значения находятся по формуле (II 1.41)

u —и — и _ Реа — ЧРн. ИХ __ 100-0,8-2,34 __ п Qo i

Нвл4 Пелз Ноб	п — гкп — и,Уо1.

Peel	1UU
Значения коэффициентов отбора р0 определены заданием:

Ступень................... I	II	III	IV	V	VI

..................... 1	1	1	0,8	0,8	0,8

Вычисление коэффициентов соотношения объемов сведено в табл. XII. 11.

Объемные коэффициенты. Принимаем мертвые пространства I и
II ступеней равными 8%, III ступени — 10%, IV и V ступеней — 12% и
VI ступени — 14% рабочего объема цилиндра.

Таблица XII.11

Коэффициенты соотношения объемов

Ступень		^вл		
1	1,024	1	1	1,024
II	1,024	0,997	1	1,021
III	1,025	0,986	1	1,011
IV	1,031	0,981	0,8	0,810
V	1,056	0,981	0,8	0,829
VI	1,056	0,981	0,8	0,829

Значения показателей политропы
конечных параметров в процессе рас-
ширения выбираем согласно табл. II. 1,
причем:

для I ступени

п1== 1 4-0,5(6 — 1) = 1 +

+ 0,5(1,38— 1)= 1,19;

для II ступени

п2 = 1 4-0,62 (1,38— 1)= 1,24;

для III ступени

n3 = 1 4- 0,75(1,38— 1) = 1,29;

для IV ступени (при k = 1,4)
п4 = 1,35.

В двух последних ступенях газ рассматриваем как реальный, а про-
цесс расширения — как адиабатический с показателем kT = 1,4.

Для первых четырех ступеней объемные коэффициенты находим
по формуле (II.7) или по номограмме рис. II.9 для идеального газа

/ 1 \ / 1 \

= 1 — аг (е?‘ — 1) = 1 — 0,08 ( 3,21Д9 — 1) = 0,867,
и, аналогичным образом,

= 0,882; XD3 = 0,874;	= 0,897.

Для двух последних ступеней значения вычисляем по формуле (11.10)
с учетом коэффициентов сжимаемости для азотноводородной смеси по
графику рис. 2 (приложение).

Для V ступени

XP5= l_a5(_^e5V_	= 1-0,12(4^-2,31^ - 1) =0,910,

где ^ве5 = 1,032 при tec5 = 33° С и рвс5 = 6,01 Мн/м2- gw5 = 1,072 при
/w5 = 115° G и рнЬ = 13,9 Мн1м2.

Для VI ступени Хпб = 0,906.

Коэффициенты наполнения. Значения коэффициентов наполнения
определяем по формуле (II.6)

Коэффициенты давления принимаем согласно п. 2 гл. II. Значения
тепловых коэффициентов выбираем, учитывая как большую произво-
дительность компрессора, так и состав газа с большим содержанием водо-
рода, и поэтому принимаем средними по графику рис. 11.10. Вычисле-
ния сведены в табл. XII. 12.
Секундные рабочие объемы. Учитывая зависимость (II 1.26),
находим для первых четырех ступеней

7Л1 = У~г~ = 4>5тгйг = 5>76 м3/сек>

V,Ov 1

=	1,82 м3/сек.

^Н2 Рвсъ * eci	v,oz4 U,oz /Уо

Аналогичным образом получаем

Vh3 = 0,588 ма/сек и УЛ4 = 0,171 м3/сек.

Рабочие объемы последних двух ступеней находим с поправкой на
отклонение сжимаемости газа [зависимость (III.26')].

у" ___V Peci T’.cs Secs _______ л г 0,829	0,1	306	1,032 __л 0779 м31срк-

Vh5~	4'5WW -293 1ЙГ“ 0,0772 М,СеК'

у  4 с 0,829 0,1	306 1,082   « 0350 м3/сек

I лв — 4,о 0864	139 293	1>00	0,0600 м/сек.

Предварительные значения поршневых сил. Предварительно прини-
маем значение средней скорости поршня

сср — 4 м/сек.

Предварительные значения рабочей площади поршней находим по фор-
муле (XII.9). Результаты вычисления сведены в табл. XII. 13.

Таблица XII.12  Коэффициенты наполнения					►	Таблица XII.13  Предварительные площади поршней по ступеням		
						Ступень	м*/сек	2Vh  F =	М2  Сср
Ступень								
1	0,98	0,867	0,942	0,801		I	5,76	2,88
II	0,99	0,882	0,944	0,824		II	1,82	0,910
III	1,0	0,874	0,945	0,825		III	0,588	0,294
IV	1,0	0,897	0,953	0,855		IV	0,171	0,0855
V	1,0	0,910	0,953	0,867		V	0,0772	0,0386
VI	1,0	0,906	0,953	0,864		VI	0,0350	0.0175

Диаметр штока для первых четырех ступеней принимаем d,um — 100 мм.
Площадь штока fMm = 0,00785 л2.

Площади поршней I—IV ступеней со стороны вала и крышки вычис-
ляем по формулам (XII. 12) и (XII. 12'):

для I ступени, выполненной в двух цилиндрах,

Л. = -у- (т~ /—) = 4 (ж~ °’00785) = °>716

=4 (4 + = 4(т + °’°0785)=°-724

для II ступени

Л« = 4 — fuun) = 4 (°>91 — °> °0785) = 0.451 м\

FiK = 4 (F + Л/п) = 4 <0’91 + 0.00785) = 0,459 м\
Аналогичным образом площади поршня III и IV ступеней со стороны
вала и крышки:

F3e =0,143 м*; F3K^= 0,151 л*2; F4e = 0,0388 ж2; F4k = 0,0467 м\

Давления всасывания и нагнетания с учетом потерь определяем по
формулам (XII. 13) и (XII. 14). Принимая во внимание относительно малую
плотность сжимаемого газа и учитывая выполнение компрессора, обеспе-
чивающее повышение экономичности, величины 8вс и 8Н находим по пунк-
тирным кривым графика рис. 11.12. Вычисления сведены в табл. XII. 14.

Расчет предварительных значений поршневых сил, произведенный по
формулам (XII. 15) и (XII. 15'), дан в табл. XII. 15. Как показывают резуль-
таты вычислений, компрессор может быть выполнен на нормализованной
базе 6М40.

Таблица XII.14

Предварительные давления всасывания и нагнетания с учетом потерь

Ступень	Номинальное давление, Мн/м2		Влияние потерь		Давление с учетом потерь, MHjM?	
	всасывания Рвс	нагнетания Рн	при всасыва-  НИИ 1-6вс	при нагнета- нии 1+6н	всасывай ия * Рвс	нагнетания  * Рн
I	0,100	0,320	0,955	1,079	0,0955	0,345
11	0,320	0,98	0,969	1,060	0,310	1,040
III	0,98	2,80	0,976	1,045	0,957	2,93
IV	2,60	6,01	0,980	1,037	2,55	6,23
V	6,01	13,9	0,984	1,028	5,92	14,3
VI	13,9	32,1	0,988	1,022	13,7	32,7

Выбор базы компрессора. Проверим возможность использования
базы 6М25 как ближайшей меньшей. Средние значения поршневых сил
определяем по формуле (XII.18): для четырех рядов, где расположены ци-
линдры I, II и III ступеней (первый участок сжатия)
zp
^(Пв-Пк)

1	_ 2 (178+ 182)+ (327 4-338)+ (275 + 305) _ 94fi

11	=----2ГР-------------------24	- 240 КН’

для двух рядов, где расположены цилиндры IV и V—VI ступеней (второй
участок сжатия)

Перп= 123+19Щ44 + 312 = 243 кн

Полного уравнивания поршневых сил перёраспределением сжатия
достигнуть нельзя и большие из них неизбежно окажутся выше допусти-
мого для базы М25. Дальнейшего снижения поршневых сил можно дости-
гнуть увеличением средней скорости поршня, которое в нашем случае
допустимо ввиду относительно малой плотности сжимаемого газа. Со-
гласно табл. XI 1.3 для оппозитной базы М25 можно принять среднюю
скорость поршня сср = 5 м!сек.

При новом значении сср средние поршневые силы, определяемые по
формуле (XII. 16), равны

77;Р1 = 77ср1^-=24б|£

Сср

п'сри = псрП-**-=243^
Сср

— 197 кн;

194 кн.
Таблица XII.15

Предварительные значения поршневых сил в мертвых точках

Ступень	В конце хода к валу						В конце хода к крышке					
	Положительные			Отрицательные			Положительные			Отрицательные		
	Р* , Мн/м2	рв. *	кн	* рвс ’ Мн/м2	Л<2	р* F вс к  кн	*  Рвсг  Мн/м2	Fe, м‘	р* ГЛ> ас 6 кн	* Рн- Мн/м2	F*, м*	P*F н К кн
I	0,345	0,716	247	0,0955	0,724	69,1	0,0955	0,716	68,4	0,345	0,724	250
Поршневые силы ряда I ступени	Пв1 = +247 — 69,1 = +178 кн						па = +68,4 — 250 = —182 кн					
II	1,040	0,451	469	0,310	0,459	142	0,310	0,451	140	1,040	0,459	|	478
Поршневые силы ряда II ступени	Пег = +469 — 142 = +327 кн						Пкг = +140 — 478 = —338 кн					
III	2,93	0,143	419	0,957	0,151	144	0,957	0,143	137	2,93	0,151	442
Поршневые силы ряда III ступени	П№ = +419 - 144 = +275 кн						Пкз = +137 — 442 = —305 кн					
IV	6,23	0,0388	242	2,55	0,0467	119	2,55	0,0388	99	6,23	0,0467	291
Поршневые силы ряда IV ступени	Пб4 = +242 — 119 = +123 кн						77^ = +99 — 291 = —192 кн					
V	—	—	—	5,92	0,0386	228	—	—	—	14,3	0,0386	552
VI.	32,7	0,0175	572	—	—	—	13,7	0,0175	240	—	—	—
Поршневые силы ряда V—VI ступеней	Пв (5-е) = +572 — 228 = +344 кн						Пк (5.6) — +240 — 552 = —312 кн					
При таких значениях средних поршневых сил представится возмож-
ным выполнить компрессор на базе 6М25.

У этой базы ходу поршня 5 = 400 мм и сср = 5 м/сек соответствует ча-
стота вращения п = 6,25 сек'1.

По номограмме рис. XII.2 при ходе поршня S = 400 мм и поршневой
силе П = 250 кн диаметр штока = 100 мм. Таким он принят для
базы М25 и может быть выполнен для рядов I, II, III и IV ступеней. Для
ряда V—VI ступеней диаметр штока находится по разности , рабочих пло-
щадей поршня в этом ряду.

Уравнивание поршневых сил. Сохраняя неизменными начальные и
конечные давления для каждого участка сжатия, увеличиваем отношение
давлений в ступенях рядов компрессора, оказавшихся по табл. XII. 15
недогруженными, и соответственно уменьшаем в ступенях перегруженных
рядов.

Согласно заданию давления в конце первого и второго участков сжатия
не должны изменяться, но при таком условии в режиме регулирования
производительности компрессора возрастут отношения давлений в III и
VI ступенях и увеличатся поршневые силы в рядах, где расположены
эти ступени. Поэтому заранее выбираем в них пониженные отношения
давлений.

Значения отношений давлений, принятых после ряда проб, указаны
в табл. XII. 16. Там же даны температуры нагнетания по ступеням ком-
прессора.

Диаметры цилиндров. Вычислив секундные рабочие объемы, соот-
ветствующие новым давлениям всасывания, находим рабочие площади
поршней. Затем в соответствии со схемой компрессора (рис. XI 1.3) опре-
деляем диаметры цилиндров и, округлив их до номинальных диаметров
поршневых колец (табл. XII.5), уточняем площади поршней всех ступеней.
При этом диаметр штока в ряду V—VI ступеней Лшт — 130 мм. В остальных
рядах (1шт = 100 мм. По отношению площадей корректируем промежуточ-
ные давления всасывания и нагнетания [формулы (XII.22) и (XII.23)].
Все расчеты сведены в табд^ XII. 16.

Поршневые силы. Вычисление поршневых сил (табл. XII.17 и XII.18)
показывает, что они находятся в пределах значений, допустимых для
базы М25.

Потребляемая мощность. Объемные коэффициенты ад при условии
адиабатического расширения для первых четырех ступеней определяем
по формуле (11.32)
/ 1 \ / 1 \

%0>0Й=1 — «1 k — 1) = 1 —0,08 уЗ,541,378 — 1) = 0,880;

К. ад2 = 0.902; К. адз = 0,903; %0> adi = 0,859;

для V и VI ступеней по формуле (11.10)

/ 1 \ / 1 \

1 = 1-0,12 Ц^-2,171-4 - 1 =0,921;

адв 0,926.

Номинальную индикаторную мощность первых четырех ступеней вычис-
ляем по формуле (11.36) для идеального газа. Для I ступени (й = 1,378).

/	/г—i \

N ном.1 ~ Pecl^hl^v» adl	j у$1	1 j —

/	1.378—1	\

= 0,1 • 106-6,04-0,88,41-  3,54 1>378 — 1 = 803000 вт = 803 кет.

1,0/ о — 1 \	j
€69

IA Л AI III II  I	Ступень		I  II III IV  V VI	Ступень	
о о о р о ьэ "o"o"o"tOC5 С£ — to -4 to р 05 »— СЛ •—* 05 to Ф ОСЛО	Площадь поршня  2УЙ  F =	". , л|2  сср				
			р-4 Kp р О "сл "to о> "о со — СО — О>	всасывания рвс	Номиналь- ное давле- ние, Мн/м2
о о о о о  S | 832S  —	•— <£) Ю ~4  о со	Площадь поршня полости со стороны вала Fe, м2 [формула (XII.12)]		СО —*  to р -4 to — О  СЛ "to 00 о СО  со — 05	нагнетания рн	
рррро  1 to W *— ю СО Сл СО *4 О Сл сл *4	Площадь поршня полости со стороны крышки FK, м2 [формула (XII.12')]		— to to to to co "cO "to 00 "~4 00 05  СЛ O> 00	Отношение давлений 8	
			co co co co co to co co co co co о	'вс. °с	Температура всасываемого газа
рррррр "о О О 00 "сл to to 00 •— to СО сл сл СО NO сл сл сл -4	Расчетная площадь ци- линдра Fy, м2				
			co co co co co to о о о о о co 05 05 05 05 05 СО	Гве, °к	
рррррр "— 7— То оо о оо 00 00 Ю 00 ОО -4 О О сл о> со •— сл сл	Расчетный диаметр ци- линдра	м				
			"ф ф Ф 00 со "со оо оо оо	Показатель адиабаты k	
рррррр to оо "о оо 00 00 ОО 00 сл 00 о о о о о о	Округленный диаметр цилиндра D^, м				
			СО СлЭ Ф Ф Ф Ф -ЧОО-ОО — — 05 — СЛ 05 —4	fe—1  Тн-Те^ k  °К	Температура нагнетаемого газа
рррррр oob^wo) to to Ф — 00 о Сл Си ►— ОО to 00 Ф Ф 05	Уточненная площадь ци- линдра Fy, м2				
			СО — СО СО СО Ф 00 СО 00 to СО Ф	»С	
р о ррр |oo^wo 1 to Ф •— оо о сл и— 00 to 00 Ф оо	Уточненная площадь поршня полости со сторо- ны крышки Fк, м2				
			ррррр~ 00 "оо "оо "о "о "о to to •— >— to to co CO О ‘ Ф^	Коэффициент соотношения объемов ц (табл. XII.11)	
о рррр О 1 o’*—ОО СО — I 00 о to Q to ОО сл Ф о — оо	Уточненная площадь поршня полости со сторо- ны вала F , м2				
			♦—* * ♦—*  ф. Ф CO to to >— СЛ co Ф*> co	Показатель политропы рас- ширения п (табл. II.1)	
рррррр О О О ЬО СО Ф to сл сл оо 82 о>	Уточненная суммарная площадь поршня F', м2		ooooo О Ф	при всасывании ^>вс	Коэффици- ент сжи- маемости 	
			"—ООО "о "о ~4 со	при нагнетании ^>н	
poop—р оо'»-Ь1Ъо оо 05 оо Ф Ф Ф О 00 СО сл 00 сл	Уточненный секундный ра- бочий объем цилиндра  Fc'  vh=	™				
			Орррро — о "о Ф to to О 00 00	Относительное мертвое пространство а	
о — о — о о "со "о "со "о "со "со о о сл оо со 00 OWONWO	Pl Отношение ——  Fl				
			о о о о о о "со "со 00 00 00 00 to — 05 -4 СО Ф- ОО СЛ СО СО ~4 05	Объемный коэффициент для идеального газа [фор- мула (II.7)]; для реаль- ного газа [формула (И.Ю)]	
1,02	F  Обратное отношение —р1				
р~ о — о — "со "о "со "о "со "о 0О tO “N Сл 00 О о оо о 00 ОО	для всасывания  F\ Fi ^eci~ F, ' F>	Коэффициент пересчета			
			рррррр со со ^о ^о со 05 сл ф ф- Ф- со О СЛ 00 00 00 СО	Тепловой коэффициент (рис. 11.10)	
fP^p- ° "о "со о "со "о'со О 00 to ~4 сл 00 О 00 о 00 ОО	для нагнетания  $Hi ~ $вс G+i)				
			•— — — —р о "о о "о о "со "со СО 00	Коэффициент давления Кр (п. 2 гл. II)	
р-ч to — о о ГОФСЛОСэ"— О to О Сл о 00 Ф	всасывания pec	Уточненное номинальное давление, Мн/м2			
			р р р р р р 00 00 00 00 00 "-4 СО -о — СО Ф ^4 — Ф оо to to со	Коэффициент наполнения	
оо —  рррррр "to фк|оЬ 05 tO 05 СЛ 00 Ф	нагнетания pH		Р О Р О — СЛ ОО •—‘СЛ сл со to 05 -N 05 ОО — СО СО СО СЛ — 00	Секундный рабочий объем Vм3/сек: для идеально- го газа [формула (II 1.25)]; для реального газа [фор- мула (III.26)]	
Рррр с*3 со — со сл о'em 00 *«4 05 СЛ to Ф	Уточненное отношение давлений e'				

Таблица XII.16
Перераспределение давлений и расчет диаметров цилиндров
Таблица XII.17

Давления в цилиндрах и силы, действующие на поршни

Ступень	Номинальное давление, Мн/м2		Влияние потерь		Давление с уче- том потерь, Мн/м2		Площадь поршня		Сила с уче- том потерь давления, кн	
	всасывания рвс	нагнетания рн	при всасывании	при нагнетании j !+««	* всасывания рвс ।	* i нагнетания рн	Обозначение	Величина, м2	при всасыва- *  НИИ PecF	при нагнетании * рнР
I	0,10	0,354	0,955	1,077	0,0955	0,381	Fey.	0,600	57,3	228,1
							Fki	0,60Й	58,1	231,3
II	0,354	1,068	0,969	1,059	0,343	1,13	Fez	0,324	111	366
							F къ	0,332	114	375
III	1,068	2,72	0,977	1,045	1,042	2,84	Fe3	0,105	ПО	298
							Fk3	0,113	118	321
IV	2,52	7,46	0,980	1,035	2,47	7,73	Fe&	0,0338	83,5	261 ,
							F™	0,0416	102,7	322
V	7,46	16,2	0,985	1,026	7,35	16,6	Ft	0,0254	187	422
VI	16,2	32,1	0,988	1,022	16,0	32,8	F*	0,0121	194	397

Таблица XII.18

Уточненные значения поршневых сил

Ряд	В конце хода к валу, кн	В конце хода к крышке, кн
I	77el “ Рн^еХ	P*c1Fk1 =  == 228,1 — 58,1 = 170	77«I Peci^y PhI^ki  == 57,3 — 231,3 = — 174
II	77б2 Рн2^в2 Рвс2^к2 ~  = 366— 114 = 252	^к2 e Pec2Fe2 Ph2Fк2 ~ = 111 —375 = —264
III	“ «3	РвсзТ'кЗ  = 298 — 118 = 180	гт	*	*  " кЗ = РвсЗ^вЗ РнЗ^кЗ =  = ПО — 321 = —211
IV	е4 ^«4^e4 Рec4Fк4 ~ = 261 — 102,7 = 158,3	П кА = Pec4Fe4	РН4?к4 ~  = 83,5 — 322 = — 238,5
V—VI	Пв (5—6)	^нб^б Рвоб^З  = 397 — 187 = 210	Пк (5—6) = РвсбРб ~ Рн5р5 — = 194—422 = —228

Для II и III ступеней при k = 1,378 и для IV ступени при k = 1,4 на-
ходим соответственно: Nhom2 = 679; NH0M3 = 560 и NH0M± = 522 кет.
Номинальную индикаторную мощность V и VI ступеней определяем по
формуле (11.38) для реального газа

Г / kr'~1	\

NH0Mb = pec8vh5	- 1 ) + ЛВааз

L КТ 1 X	/	1 вс5

= 7,46-10“ 0,06357^7(2,17 м — 1) +

ч- -S- 0,0597 = 389 000 вт = 389 кет.

1 306
Здесь

&ВадЬ —	(01 + 40' + 02) (р«5 — Рвсъ) —

= -1^1(0,62 + 4 0,69 + 0,72)(16,2 — 7,46) 10е = 0,0597.

Величины |3 находим по графику для азотноводородной смеси (рис. 2,
приложение), определив предварительно, что промежуточному давлению

Р'5 = Р^ + Рнь =	= J J 83 Мн/м2

Л

соответствует температура

, А"1

'Г' Т* I I kr
j 5 = * всЬ\ ”  /

\ Рвсь 1

1,4—1

= 306 (41^) 1,4 = 349°к или = 76°с-

При рвсЪ — 7,46 Мн/м2 и 4с5 — 33° С находим 0, = 0,62-10-8;

»	р5=	11,83	Мн/м2 и 4 = 76° С »	0'	=	0,69-10~8;

» рнъ = 16,2 Мн/м2 и Ц = 109° С »	02 = 0,72 • 10-8.

Мощность VI ступени NH0M§ = 355 кет.

Величина индикаторной мощности ступени находится по ее номиналь-
ной индикаторной мощности с добавкой потери, которая определяется
как произведение коэффициента потери индикаторной мощности &Синд на
величину NH0M. Коэффициент АСинд находится по рис. 11.13 соответственно
давлению всасывания рвс и отношению давлений 8, уточненные значения
которых вычислены в табл. XII. 16. Расчет индикаторной мощности сведен
в табл. XII.19.

Таблица XII.19

Вычисление индикаторной мощности

Ступень	Номиналь- ная инди- каторная мощность nhom- кет	Коэффициент потери ин- дикаторной мощности дС«на по рис. 11.13	Потеря мощности  ДМ = “ инданом* кет	Индикаторная мощность А/	— М	_L  7 инд пномг + ДМ, кет
I	803	0,102	82,0	885,0
II	679	0,085	57,7	736,7
III	560	0,078	43,7	603,7
IV	522	0,052	27,2	549,2
V	389	0,060	23,4	412,4
VI	355	0,056	19,9	374,9
	Nhom. к ~ =3308 кет		ДА^ = =253,9 кет	Nинд. к ~ =3562 кет

Механический к. п. д. принимаем х\мех = 0,95.
Мощность на валу компрессора

NK =	3752 кет.

При запасе мощности, который принимаем 5%, необходимая мощность
электродв и гател я

Ыэл = l,05Af х = 1,05-3752 = 3938 кет.

Согласно нормальному ряду (табл. XII.6), выбираем мощность электро-
двигателя N3Jl = 4000 кет.
ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Данными для поверочного расчета служат: размеры цилиндров, дей-
ствительные значения относительных мертвых пространств, средняя ско-
рость поршня, характеристики клапанов, размеры газовых коммуникаций
и внешние параметры работы компрессора.

Поверочный расчет производим для летних и зимних условий работы,
указанных в задании на проектирование компрессора.

Начальные данные по газу и компрессору, необходимые для выполне-
ния расчета, приведены в табл. XI 1.20.

Промежуточные давления. Они находятся графическим способом,
изложенным в гл. III, п. 9. Предварительное давление всасывания
для II ступени вычисляем по формуле (II 1.43).

п* __ hl ______________________

Рвс2 - Рбс1 ~

__ 1,024-1,0 0,997-1,0.306-0,98-6,04 Q i л оо

~	1,024 1,0-293-0,99 1,64	U,1 —

Мн/м2.

} Аналогичным образом находим предварительные давления всасывания
для следующих ступеней. Результаты вычислений помещены в табл. XI 1.20.
Значения рвл и оставлены теми же, что в предварительном расчете
(табл. XII. 16).

В конце первого участка сжатия давление нагнетания III ступени
pw3=2,8 Мн/м2\ в конце второго — pw6 = 32,1 Мн/м2, Отношения пред-
варительных давлений-для этих ступеней ез = и 8б = -чт8- » Для

РвсЗ	РвсЗ

♦

остальных ступеней е, — —-V+1 > причем для I ступени p*eci =р«.1.3на-
Рвс I

чения ej для всех ступеней сведены в табл. XII.20.

Графический расчет отношений давлений по ступеням компрессора
выполняем по номограммам рис. 18 и 19 (приложение).

Так как заданое давление нагнетания III ступени сохраняется по-
стоянным, отношения давлений для первого участка сжатия не зависят
от изменения давлений на втором. Поэтому графический расчет для пер-
вого участка производим отдельно от второго. Отношения давлений для
второго участка сжатия зависят от изменения производительности ком-
прессора или точнее от коэффициента наполнения I ступени, и в расчете
это принимается во внимание.

Определение отношений давлений по ступеням второго участка сжатия
производится с учетом окончательного значения Аг == X01Xrl, полученного
в графическом расчете для I ступени сжатия. Ход расчета показан на гра-
фиках (рис. XII.4), построенных для летних условий.

По заданию давление всасывания IV ступени должно быть равно
рвс4 “ МяЛи2. Предварительное же давление р*с4 = 2,59 Мн!м2. Для
поддержания заданного давления всасывания IV ступени в режимах полной
производительности и регулирования в конструкции цилиндра IV ступени
предусматривается дополнительное мертвое пространство в виде полости
переменного объема. Исходя из соотношения	находим

Рвс4 4

А = А = 4S- °’785 = °>782>

РвС4	А™

при этом значение А4 не зависит от отношения давлений в ступенях второго
участка сжатия и на графике для этого участка ограничено вертикалью ВС.
Z69

2: < < ~ - _	< < < ~ = _	Ступень	
О	о	О	О	—	©	о	©	©	©	—	©  о	О	—	Ьл	©	О	©	о	—	Ьл	©	©  ОО	©	00	Ф*-	Ф>	Ф>	ОО	©	ОС	Ф-	Ф	Ф  О со О СП	О СО © СП  со СЛ	СО сл	Секундный рабочий объем ци- линдра Vh--^FSn, м*/сек	
ю	ю	to	to	ю	1	со	со	со	со	со	to  СО	СО	СО	со	W	сл	w	w	w	W	W	о	‘вс- °С	Температура всасываемо- го газа
to	to	to	to	to	to	CO	co	co	co	co	to  ©	©	©	©	©	о	о	о	о	О	О	CO  СТ)	©	©	©	©	00	О	©	©	©	©	со	ТВС’ °К	
О	О	О	О	О	О	ОООООО  Сл	СЛ	СО	to	to	to	СП сл со to tO tO  ©	©	—	СП	Ф	Ф	О О — СЛ Ф* Ф*	Коэффициент утечек	
,	,	_	ООО О О —  -	© ~© 'о ~© СО 'о  ОООООО	00 00 00 оо со	Коэффициент выделения влаги ^вл	
ООО	—	—	—	ООО —	—	—  00 00 ОО	о	о	о	оооооо "©	о	о	Коэффициент отбора	
1,0 1,0 1,0 1,0 1,04 1,10 1,0 1,0 1,0 1,0 1,04 1,11	при всасывании	Коэффициент сжимаемости
~ О О О О О — — о о о о о “4 «Э	Ч CD	при нагнетании |м	
w 		 -  7- 7* 7* 7“ Р Р s г* г* 7* 7~ Р Р  ОООООО 5*	ООО "о ОО  О 00	О 00  		 к 	 а		
	Коэффициент давления	
3	со	к>	-	о	о	и	5	со	к>	-	о	о	*  ЬЭ	00	О	О	О	to	to	сл	—	СО	—  О	О	to	00	о	<<	Предварительное давление вса- *  сывания рвс, Мн/м2, по форму-  лам (II1.42) и (III.43)	
— JO со ЬЭ JO ф	— to со to to со  *7	$2 £2 °	to — СП СО 00	°  СП — 4^0ою^0)(04	Си	ф	Отношение предварительных давлений е*	
S  7* 7* Г Г 7 Г	— — — — — —	ьа  w Ъ ю -	х  СЛ © Ф ©	сл © ф ©		
	Показатель политропы расшире- ния п	
Р	Р	Р	Р	Р	Р	оооооо  to	—‘	‘	О>	О	to "*“*	1	Ь**^  ©	©	to	—	©	00	© © Ф >—- © ОС  СЛ — ф». Сл to	СП со ф. СЛ to	Относительное мертвое простран- ство а	
1 ~ — 0,148 0,214 0,147 0,207	Приведенное относительное мерт- вое пространство а' (по форму- ле III.45)	
7*	Р	Р	Р	Р	Р	—	to	to	to	to	co  00	to	О	СИ	CO	00	00	"to	CO	05	CO	O)  to	О	GO	to	CO	О	co	CO	GO	w	00	CO	Отношение давлений г	
-j	oo to	—	о	о	p P P	7" p p  О)	О ~O)	—	co	—	О О О)	о CO —  — 00	to	о О  	 to co	Давление всасывания рвс, Мн/м2	
co —	Go-  to p 00 to — ©	p p p p p p  — 05 © 00 — co	О cn bo © CO  	“ 00	10 g 8	Давление нагнетания рн, Мн/м2	
ф. Ф- ф. co co co	ф» ф.	bo co bo  00 00 00	00 00 00	Показатель адиабаты k	
CO	CO	Ф	co	co	co	CO CO	Ф	CO	Ф^  СП	“4	©	oo	©	oo	^400	—	CO	—	—  СЛ	tO	00	tO	00	^4	— ©	©	©	tO	^4	ГН’ °к	Темпера- тура на- гнетаемого газа
po	©	co	©	to	—	©	—	ф	bo	CO	Ф  to	©	СЛ	©	СП	ф.	00	CO	CO	©	©	ф	t °C  1Н'	

Таблица XII.20
Давления и температуры газа в летних и зимних условиях
Рис. XI1.4. Графический расчет отношения давлений по ступеням
компрессора для первого (а, и второго (б) участков сжатия

0,825. Но = 1 — а4(2,931 *-зб _ 1), откуда а4 = 0,143.

Окончательные значения 8 и вычисленные по ним номинальные давле-
ния по ступеням приведены в табл. XII.20. Там же даны значения темпера-
тур нагнетания. Они получены по найденным значениям 8 и оказались
в допустимых пределах.

Расчет относительного мертвого пространства IV ступени. По опре-
делению А4 = ^4Х?4. Для летних условий Л4 = 0,782; по графику
д
рис. 11.10 при е4 = 2,93 находим Хг4 = 0,946. Следовательно, ХО4 = ~~~ =

Аналогично для зимних условий = 0,093 х.

Определение производительности компрессора. Подставляя в фор-
мулу (III.44) значение Alf найденное в графическом расчете (рис. XI 1.4),
определяем производительность компрессора:

для летних условий

тг	/LAni ч~7~	0,785'0,98 « л. л с л з/

V = —- - Vhln =...1	— 6,04 = 4,54 м3/сек:

п1	м 1,024

для зимних условий

V == 4,48 м31сек.

Полученные значения производительности близки к заданной.

Уточнение индикаторной мощности. Номинальная индикаторная
мощность находится так же, как в предварительном расчете, но по
уточненным давлениям и действительным относительным мертвым про-
странствам.

Метод вычисления потерь индикаторной мощности в клапанах и ком-
муникациях изложен в гл. VI. Данные о клапанах и числе клапанов,
установленных на цилиндрах различных ступеней, приведены в
табл. XII.21. Расчет потерь в клапанах I и VI ступеней дан в табл. XII.22.
Итоги вычислений отдельно для всасывающих и нагнетательных клапанов
всех ступеней указаны в табл. XII.23. Там же указаны потери мощности
в коммуникациях компрессора и приведены значения номинальных мощ-
ностей по ступеням.

При отсутствии данных, необходимых для расчета потерь в коммуника-
циях, ограничиваются приближенным их вычислением по рекомендациям
на стр. 278, но при этом теряется возможность выявить и устранить источ-
ники повышенных потерь.

Суммарные потери в газовом тракте компрессора, выраженные в отно-
шении к его номинальной мощности

АГ _ ДЛ* _ 200>8
к~ Nh„m.k~ 3304

0,0607,

что следует считать допустимым.

Индикаторная мощность компрессора в зимних условиях, вычислен-
ная аналогичным способом, составляет Nинэ. *= 3648 кет. Относитель-
ное превышение мощности над полученной для летних условий состав-

ляет

3648 — 3505

3505

100 = 4,1%.

1 Относительная величина мертвого пространства при полностью отключенной допол-

нительной полости а4 — 0,121. Это больше полученного для зимних условий. Поэтому

зимой давление отбора будет немного выше заданного.
Таблица XI 1.21

Данные по клапанам

Наименование		Ступень											
		I		П		ш		IV		V		VI	
		Всасы- вание	Нагне- тание	Всасы- вание	Нагне- тание	Всасы- вание	Нагне- .тание	Всасы- вание	Нагне- тание	Всасы- вание	Нагне- тание	Всасы- вание	Нагне- тание
Тип клапана		Прямоточный						Кольцевой					
Марка клапана (по каталогам)		ПИК 280-0,4	ПИК 280-1,0	ПИК 280-1,0	ПИК 280-1,0	ПИК 220-2,5	ПИК 220-2,5	ВКК 180-2,0-64	ВКК 180-2,0-64	ВКК 160-1,5-100	ВКК 160-1,5-100	ВКК 125-1,5-160	ВКК 125-1,5-160
Эквивалентная пло- щадь клапана Ф, м2 (по каталогам)		0,0161	0,0161	0,0161	0,0161	0,0102	0,0102	0,00260	0,00260	0,00169	0,00169	0,00107	0,00107
Число клапа- нов Z'	в полости со стороны крышки	3	3	2	2	1	1	1	1  1	1	1		—
	в полости со стороны вала	3	3	2	2	1	1	1	1  1 !	—	—	1	1
Таблица XII.22

Расчет потери индикаторной мощности в клапанах

Исхбдные данные и определяемая величина	Обозначение	Формула или источник	Численные значения						
			Полости I ступени					VI ступень	
			со стороны вала			со стороны крышки		Всасы- вание	Нагне- тание
			Всасы- вание		Нагне- тание	Всасы* вание	Нагне- тание		
Номинальное давление газа, Мн/м?  Отношение номинальных дав- лений  Номинальная температура га- за, °К  Коэффициент сжимаемости  Скорость звука, м/сек  Эквивалентная площадь кла- пана, м2  Число клапанов  Площадь поршня, м2  Условная скорость в клапане, м/сек  Критерий скорости потока	Рвс\ Рн 8  Т вс > Т*Н  5вс, Сзв  Ф  Z  F  Скл  Мвс\ Мн	Табл. XII.20  » XII.20  » XII.20  » XII.20  Для идеального газа Сзв — V~kRT, для реального газа сзв = Vk^RT  По формуле (VI.4') или ката- ложным данным (табл. XI 1.21)  Чертеж или расчет  (табл. XII.21)  Табл. XII.16  =	(VI. 17)  М =	(VI.18)  С зв	о,1  293  1,0  444  0,0161  3  0,140	0,€  62	1 0,363  3,63  418  1,0  531  0,0161  3  ЮО  !,1  0,117	1 0,1  293  1,0  444  0,0161  3 1  о,е  63  0,142 [	0,363  418  1,0  531  0,0161  3  Ю8  ,0  0,119	17,0  1,89  306  1,10  618  0,00107  1  0,0  58  0,0945 |	32,1  368  1,17  700  0,00107  1  121  1,4  0,0835
Относительное мертвое про- странство	а	Табл. XI 1.20	0,082			0.082		0,26	
Продолжение табл. XI 1.22

Исходные данные и определяемая величина	Обозначение	Формула или источник	Численные значения					
			Полости I ступени				VI ступень	
			со стороны вала		со стороны крышки		Всасы- вание	Нагне- тание
			Всасы- вание	Нагне- тание	Всасы- вание	Нагне- тание		
Показатель политропы расши- рения и сжатия  Относительная величина участ- ков всасывания и нагнетания  Безразмерная теоретическая потеря работы  То же, с уточнением по пока- зателю адиабаты  Наименьшая разность давле- ния для полного открытия кла- пана, кн!м2  Максимальная безразмерная потеря давления  Максимальная потеря давле- ния,  Отношение потерь  Коэффициент влияния пру- жины  Коэффициент влияния массы подвижных частей  Индикаторная мощность, те- ряемая в клапанах, кет  1 Для прямоточных клапанов нг = 13,8 кн/м2. Для кольцевых и дис кого давления Др^ О = 8,5 кн/м.2. Б	п; пс  Sect $н  iвс> in  &Pn. о  ^max  △Ртах  ^Pn< 0 APmax  Ф«  Рн  ДЛ^С; &NH  i всасывании I ‘новых клапано 1олее точные зн;	п указано в табл. XI 1.20; пс ~ k  Для идеального газа по рис. VI.9; для реального газа по формулам (VI.32) и (VI.33)  Рис. VI.10 и VI.11  ь  if =	Ф°РмУла (VI .40)  Расчет или каталожные дан- ные 1  Рис. VI.20  Apmax ~ ^тахР  &Рп. о АРтах  Рис. VI.18 и VI.19  Стр. 235  Формулы (VI.51) и (VI.51')  ступени Дрд 0=5,8 кн/м2, на нагнетая в на ступенях низкого давления ачения находятся по формулам (VI.47)	1,19  0,835  0,022  0,0216  5,8  0,036  3,6  1,61  0,15  0,02  3,80  1ии I ступе] 9 = 4,0 кн/; — (VI.49)	1,378  0,344  0,0041  0,00405  13,8  0,027  9,8  1,41  0,32  0,02  2,96  ни и на вса и2, на ступ	1,19  0,835  0,022  0,0216  5,8  0,037  3,7  1,57  0,16  0,02  3,87  сывании и j енях средне	1,378  0,344  0,0055  0,0054  13,8  0,028  10,2  1,35  0,2  0,02  3,64  нагнетании -го =	1,4  0,875  0,01  0,01  8,5  0,018  306  0,0278  0,00  0,04  5,36  остальных = 6,0 кн/м2	1,4  0,590  0,005  0,005  8,5  0,0135  434  0,0196  0,00  0,04  5,05  о “ и высо-
Вычисление индикаторной мощности

Ступень	Номинальная индикаторная мощность	квт	Потери индикаторной мощности, квт					Индикаторная мощность  NUHd=NWM+i‘N- квт	Коэффициент по- тери индикатор- ной мощности		
		во всасывающих клала» нах	в нагнетательных кла- панах	в коммуникации ^ком	общие при нагнетании П-	fvUJn	суммарные  A/V=AWec+A,V +A.V ос	ГЬ *	f\uJn		при всасывании  лс —  ^Свс — Tv	1  ном	при нагнетании „	*Nh+^Kom	.	н ~~	М  1	'ном	|
1	814	15,34	13,2	23,5	36,7	52,04	866,1	0,0189	0,045	
II	665	9,4	9,45	17,2	26,65	36,05	701,1	0,0141	0,0401	
III	568	ПЛ	10,3	15,8	26,1	37,50	605,5	0,0201	0,046	
IV	516	10,4	9,0	8,82	17,82	28,22	544,2	0,0202	0,0346	
V	398	10,1	10,7	9,15	19,85	29,95	428,0	0,0254	0,050	
VI	343	5,36	5,05	6,63	11,68	17,04	360,0	0,0156	0,0341	
Сум- ма	Nном к= =3304 квт	62,0	57,7	81,1	138,8	д^=  =200,8 квт	N инд к~ =3505 квт	—	__	

Таблица XII.24

Давления в цилиндрах и силы, действующие на поршни

	Относи- тельная потеря давления, %	Номинальное давление, Мн/м2	Давление с учетом потерь, Мн/м2	Площадь поршня	Номи- нальная сила, кн	Сила с учетом потерь давления, кн
	«3  а	и  о	яп,	К	к  я	S  х	яс	»d(‘ вин  3dd е вин	S	’  5	?	*4 Sr  W co 5 аг	U	<и  ОТ *	чо 1*3!
X	WO	U	М	2	ОТ	* от  аз	о н	О	3-	X  ОТ	X	x^	S3.	U	Q.  Я	со
О»	Й X	3	<и		х	а*	X	X	X	X S
с	я	-	Q	X	о II Д х	г-	ОТ	X	X	- Я	X	х
>>	Я X	Я S		ОТ	О	Е-	я x	Я щ	я X Я х
н	Лот	CL X	и §	л а»	о * <О ц ОТ * * и	Ю	Ф	Лот	cl от	Лот Лот
о	С SQ	С X	аз «а.	х с^.	я Л II X Л 11	о	X	EX	Е (-	Е И	ЕН
1	2,0 5,0	0,1	0,363	0,098 0,381	Fei 0,600	60,0 218	58,8 229
				FK1 0,608	60,8 221	59,6 232
11	1,5 4,0	0,363	1,062	0,358	1,104	Fe2 0,324	117,5 344	116	358
				FK2 0,332	120,5 353	119	367
III	1,8 4,0	1,062	2,8	1,043	2,91	Fe3 0,105	112	294	ПО 306
				FK3 0,113	120	316	118	329
IV	2,0 3,5	2,6	7,62	2,55	7,9	f64 0,0338	88	258	86	267
				/>4 0,0416	108	317	106	328
V	1,9	3,6	7,62	17,0	7,48	17,6	F5 0,0254	193,5 432	190	447
V)  1	1,0 2,0	17,0	32,1	16,8	32,8	F& 0,0121	206	388	203	397
Оставляя значение механического к. п. д. принятым в предваритель-
ном расчете т]мех = 0,95, находим мощность на валу компрессора

NK = NUHd. к = 2605 =	9

К Чмех 0,95

В зимних условиях NK = 3840 кет.

Таким образом, мощность выбранного в предварительном расчете элек-
тродвигателя N9Jl — 4000 кет является достаточной. Номинальный запас
в летних условиях — 8,4%, в зимних — 4,2%.

Определение действительных поршневых сил. Пользуясь коэффици-
ентами потери индикаторной мощности, указанными в табл. XI 1.23,
находим по графику рис. 11.14 относительные потери давления при всасы-
вании Ьвс и нагнетании Расчет давлений с учетом потерь и сил, действу-
ющих на поршни всех ступеней, дан в табл. XII.24. Поршневые силы по ря-
дам в летних и зимних условиях приведены в табл. XI 1.25.

Замечания к термодинамическому
расчету. Увеличение мощности ком-
прессора в зимних условиях по сравне-
нию с летними, как показывают расче-
ты, невелико и обычно не выходит за
пределы перегрузок электричских дви-
гателей в 8%, допускаемых для зимних
условий.

В паспорте компрессора должны
указываться допустимые отклонения
номинальных давлений, так как рас-
чет и испытание аппаратуры, настройку
предохранительных клапанов и неко-
торых приборов автоматизации произ-
водят по наибольшим давлениям по
ступеням сжатия. По величине меж-
ступенчатых давлений судят о исправ-
ности работы компрессора. При опре-
делении диапазона их изменений, воз-

Та блица XII.25

Поршневые силы
в мертвых точках

Ряд	В летних условиях		В зимних условиях	
	В конце хода к валу Пв, кн	В конце хода к крышке кн	В конце хода к валу Пв, кн	В конце хода к крышке /7 кн
I	169	— 173	180	— 184
II	239	—251	250	—263
III	188	—219	183	—214
IV	161	—242	174	—258
V—VI	207	—244	198	—251

следует, кроме влияния темпе-

можных в летних и зимних условиях,

ратур, учитывать изменение давления всасывания.

При цилиндрах, допускающих возможность корректировки объема
мертвого пространства, термодинамический расчет несколько изменяется.
Вместо определения отклонения давлений вследствие округления диа-
метров уточняют объемы мертвых пространств, выбирая их такими, чтобы

промежуточные давления в компрессоре оказались равными принятым
из условий наиболее экономичного сжатия.

Термодинамический расчет включает определение температур, давле-
ний, поршневых сил и мощности как при полной производительности,
так и в режиме регулирования компрессора. Вычисление их произво-
дится с учетом способа регулирования по зависимостям, указанным
в гл. X.

ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Построение расчетных индикаторных диаграмм. По данным повероч-
ного термодинамического расчета строим расчетные индикаторные диа-
граммы (рис. XII.5).

Длину диаграммы, представляющую в масштабе ход поршня, прини-
маем s = 200 мм. Мертвые пространства по ступеням равны: I — 8,2%
II —9,5%; III — 11,4%; IV— 14,3%; V — 16,5% и VI—26,0%, что

дает на диаграммах:

I ступень а = 0,082-200 — 16,4 мм;		
II	»	а = 0,095*200 = 19 мм;
III	»	а = 0,114-200 = 22,8 мм;
IV	»	а = 0,143-200 == 28,6 мм;
V	»	а = 0,165-200 = 33 мм;
VI	»	а == 0,26 -200 = 52 мм.

Значения сил, действующих на поршень каждой ступени и полости,
берем из табл. XII.24.

Масштаб сил тс принимаем: 25 кн в 1 см чертежа.

Подсчет ординат сил, действующих на поршни, сводим в табл. XII.26.

Рис. XI 1.5. Расчетные индикаторные диаграммы: а — I ступени;
б — V и W ступеней

Кривые сжатия и расширения считаем адиабатами и строим по началь-
ным точкам, соответствующим номинальным силам при всасывании и на-
гнетании. Согласно вычисленному в термодинамическом расчете, для 1,11
и III ступеней k = 1,378 и для IV, V и VI ступеней k = 1,4.

Диаграммы первых четырех ступеней строим по способу Брауэра, а по-
следних двух ступеней, где необходимо учесть отклонения сжимаемости
азотноводородной смеси, — графо-аналитическим способом.
Таблица XII.26

Значения ординат сил, действующих на поршни

Ступень и полость	Знак действующей силы	Ординаты номи- минальных сил, мм		Ординаты сил с уче- том потерь давле- ния, мм	
		при вса- сывании	при нагне- тании	при вса- сывании	при нагне- тании
I — со стороны вала	+	24,0	87,2	23,5	91,5
I — »	»	крышки	—	24,3	88,4	23,8	92,8
II — »	» вала	+	47,0	137,5	46,4	143
II — »	»	крышки	—	48,3	141	47,6	147
III — »	» вала	+	44,8	117,5	44,0	122,3
III — »	»	крышки	—	48,0	126,2	47,2	131,5
IV — »	» вала	+	35,2	103	34,4	106,8
IV — »	» крышки	—	43,2	126,7	42,4	131
V	—	77,4	172,5	76,0	178,5
VI	+	82,4	155	81,1	158,7

Углы наклона вспомогательных лучей для построения диаграмм по
способу Брауэра связан^ зависимостью

tg Р 4- 1 = (tg а + 1Д

Приняв tg а = 0,2, получаем для первых трех ступеней

tgp = (0,2 4- I)11378 — 1 = 0,285

и для четвертой ступени (k = 1,4)

tgp = 0,291.

Точность построения кривых сжатия и расширения проверяем по поло-
жению контрольных точек, лежащих на пересечении этих кривых с лини-
ями номинальных сил при нагнетании и всасывании. На диаграмме I сту-
пени расстояние контрольной точки кривой сжатия от оси ординат должно
быть

1 1 1

/ „	\ *	/ 1 \	1	1.378

s^ = (s4-sj(^-) =(S + SM)(-L) = (200 4- 16,4)з^з

= 84,5 мм.

Графически получено spaclu = 85 мм.

Положение контрольной точки кривой расширения

V —	1

= SM = sMe k = 16,4-3,6311378 = 41,8 мм.

Графически получено spacul = 42 мм.

Тем же путем должны быть проверены диаграммы II, III и IV ступеней.

Вычисления для индикаторной диаграммы V ступени, которая строится
графо-аналитическим путем по точкам, сведены в табл. XI 1.27.

Аналогичным образом по ряду произвольно выбранных промежуточ-
ных давлений вычислены точки построения индикаторной диаграммы
VI ступени.
Таблица X1I.27

Значение координат точек индикаторной диаграммы V ступени

Номинальные давле- ния, Мн/м2	Сила, действующая на поршень, Р == pF, кн	Ордината Р, мм	Отношение давлений	и  1 — со	Промежу- точные тем- пературы		Коэффициент сжимае- мости £{				_	8сж i  sDacuit ~ м s	'  сж
					-CS 1	-~  СО	о			L еж 1	Р	т  -вс	вс  s + s*\	с  «Г  <	
7,62	193,5	77,4	1,00	1,00	306	33	1,042	1,00	233		56,0
9,0	228,7	91,8	1,18	1,05	321	48	1,051	1,008	208,6		50,0
11,0	279,5	112,0	1,443	1,11	340	67	1,061	1,019	182,8		43,8
13,0	330,0	132,0	1,705	1,165	356	83	1,071	1,028	163,2		39,2
15,0	381,0	152,3	1,97	1,215	372	99	1,08	1,036	149,0		35,8
17,0	432,0	172,5	2,23	1,26	386	113	1,089	1,043	137,6		33,0

Таблица XII.28

Индикаторная мощность по рядам

Ряд	Сту- пень	Площадь диаграммы см2			Средняя индика- торная сила ринд = 4 тс- кн	Индикаторная мощность ^инд^ Ринд^'п' кет
		со сто- роны вала	со сто- роны крышки	суммар- ная для ряда		
1	1	72,5	73,4	145,9	182,2	456
1	1	72,5	73,4	145,9	182,2	456
11	11	НО	111,6	221,6	277,0	692
111	111	92,4	99,1	191,5		
IV	IV	81,6	93,2	174,8	239,4	599
V—VI	V	—	135	243,2	218,5	546
	VI	108,2	—		304,1	760
					У Ринд —	N инд к
					= 1403,4 кн	— У инд ~
						— 3509 кет

Построив индикаторные диаграммы, производим их планиметрирова-
ние, вычисляем средние индикаторные силы и по ним подсчитываем инди-
каторную мощность по рядам.

Результаты вычислений сведены в табл. XI 1.28. Индикаторная мощ-
ность компрессора NUHdtK = 3509 кет.

В поверочном расчете было получено NUHd.K = 3505 кет.

Построение диаграмм поршневых сил. Для каждого ряда компрессора
строим отдельную диаграмму поршневых сил (рис. XI 1.6). Кривые сил
давления газа на поршень рабочих ступеней переносим с индикаторных
диаграмм.

Инерционные силы определяем по формуле (V.7), причем массы воз-
вратно-движущихся частей находим как сумму масс возвратно-движущихся
708
Ход к валу

Ход к крышке

Рис. XI 1.6. Диаграммы поршневых сил: а — в ряду / ступени; б — в ряду
V и V/ ступеней
частей базы и штока (для оппозитных баз они указаны в табл. XI 1.3)
и массы поршня, известной из чертежа. Приближенные значения массы
поршня I ступени можно установить по рис. XII. 1.

Для приближенного определения массы возвратно-движущихся ча-
стей компрессора служит формула (XI 1.3). При а = 0 и у = 0, она опре-
деляет массу поршня различных ступеней.

Согласно табл. XI 1.3, для базы М25 масса возвратно-движущихся
частей базы, включающая 0,3 массы шатуна и массу крейцкопфа т\ =
— 340 кг, масса поршневого штока rns = 150 кг.

По результатам разработки конструкции масса поршня I ступени
т*" = 205 кг. Таким образом, масса возвратно-движущихся частей ряда
I ступени

msi = m's -J- m" -|- m'" = 695 кг.

Массы возвратно-движущихся частей в рядах IV и V—VI ступеней,
противолежащих двум рядам I ступени, равны тА.

В двух противолежащих друг другу рядах II и III ступеней массы
также одинаковы, причем

= msIII = 642 кг-

Сила инерции, одинаковая в рядах I, IV и V—VI ступеней, равна
/ = 4m^i2n2r (cos qp	X cos 2ф) =

= 4-695-л2-6,252-0,2(со5ф + %со5 2ф)« = 217(со5ф + -^—-со82ф) кн
и ординаты этой силы в масштабе диаграммы (25 кн в 1 см чертежа)
Здесь l =	'-86,8(cosIp + -?Lcos24>)

Аналогичным образом, сила инерции в рядах II и III ступеней

/ = 200 (cosф + “4у cos 2ф) кн

и ординаты ее

/ = 80(соэф + -4-5“cos 2ф) мм.

Построение кривой сил инерции на диаграмме поршневых сил произ-
водят по углу поворота кривошипа.

На горизонтальной оси диаграммы, представляющей ход поршня, на-
носится шкала углов поворота кривошипа, для построения которой
используется табл. 3 (приложение). Для вычисления ординат кривой
служит табл. 4 (приложение).

Силы трения возвратного движения Кв0звр находим по формуле (V.66),
полагая, что на их долю приходится 0,6 всей работы трения в компрессоре.
Нанося их на диаграммы, учитываем, что при ходе к валу они положи-
тельны, а при обратном ходе — отрицательны.

Для ряда I ступени

---- 1)	456 (ofe—О

Рвозвр 1 = О,6	=0,6	2.0’4.625	— 2>88 КН

1 По принятому для оппозитных баз.
Рис. XI 1.7. Диаграммы противодействующих моментов: а, б и в — суммирование
противодействующих моментов противолежащих рядов; г — сложение сум-
марных противодействующих моментов
и для остальных рядов

Рвозвръ = 4,36 кн, Рвозврз = 3,78 кн\
Рвозвр4 3,44 кн, Рвозвр5—6 == 4,79 кн.

Силы давления газа на поршни суммируем с инерционными силами
и силами трения и по полученным точкам строим для каждого ряда сум-
марную кривую поршневых сил.

Построение диаграммы противодействующего момента. В противо-
действующем моменте М = гТ тангенциальная сила Т связана с поршне-
вой силой Р зависимостью

Т = р s*n (Ф 4~ Р)
cos р ’

определяемой аналитически по таблицам значений --Sinc^ для ряда
положений поршня (табл. 5, приложение).

Вычисление значений Т, как не представляющее интереса, не при-
водим.

SID (Ф Ч- Р)	. о ГА О

Выражение ----cos ' ПРИ пеРех°Де через <р — 180 меняет свои знак,

поэтому отрицательным поршневым силам на участке «ход к крышке»
диаграммы поршневых сил соответствуют положительные противодейству-
ющие моменты.

Длина диаграмм противодействующего момента / — 360 мм. Масштаб
противодействующего момента тм принимаем Ю кн-м в I см чертежа.
Значения противодействующего момента откладываем в виде ординат
соответственно углам поворота кривошипа, нанесенным на горизонталь-
ную ось (рис. XII.7).

В принятой схеме компрессора со встречным движением поршней
колена вала противолежащих рядов смещены относительно друг друга
на угол в 180°.

Угол «развала» противолежащих рядов составляет также 180°. По-
этому суммирование кривых противодействующего момента для этих ря-
дов производим без взаимного смещения их по углу поворота криво-
шипа.

Кривую ряда I суммируем дважды: с кривой ряда V—VI и кривой
ряда IV. Кривую ряда II суммируем с кривой ряда III. Затем производим
суммирование полученных кривых, учитывая смещение парных колен,
показанное на рис. XII.7.

В многорядных базах отечественных оппозитных компрессоров валы
выполнены так, что каждая следующая по направлению к двигателю пара
колен повернута относительно предыдущей на угол, заданный против
часовой стрелки (в нашем случае на 120°). Вращение электродвигателя,
наблюдаемое со стороны компрессора, также происходит против часовой
стрелки. Суммирование диаграмм, как указано на стр. 175, производится
со смещением, при котором угол опережения на шкале диаграммы опере-
жающего ряда совмещается с 0° на шкале диаграммы отстающего ряда.

Момент трения вращательного движения находим по формуле (V.70).
Так как суммарная индикаторная мощность компрессора NUHd,K =
= 3509 кет, то

AU-0,4

Л7	(	1

N инд. к I ~
\ ' I мех

2лп

= °.4----------------~ = 1-876
Для учета момента трения в сумме с противодействующим моментом
удобно горизонтальную ось диаграммы опустить на величину Mtnp.

Планиметрированием находим, что площадь под суммарной кривой
равна F — 340 см2. Отсюда средний противодействующий момент

или

ЛА Р 340 П Л г

A4CD	9,4о см

Мср = у 9,45-10 = 94,5 кн-м.

Пользуясь формулой (V.71) и данными табл. XI 1.28, проверяем по
сумме средних индикаторных сил величину Мср

.. S Ринд^ 1403,4-0,4 о
ср %™]мех 2л-0,95	’

Расхождение получилось незначительным.

Мощность на валу компрессора по диаграмме противодействующего
момента

NK — 2лМсрп = 2л • 94,5 • 6,25 = 3712 квт.

В термодинамическом расчете было получено близкое значение NK =
= 3690 квт.

Масштаб площадей диаграммы противодействующего момента

где

тпл =	= Ю-0,175 = 1,75

кдж

см2 чертежа ’

2 л	2 л г\ .	1

mw = ~~г =	~ 0,175---------------.

ф /	36	’ см чертежа

Избыточная работа, выраженная результирующей площадкой диа-
граммы противодействующего момента, равна

L = m„.fвез = 1 -75-16,3 = 28,5 кдж.
9 If Jit ръй	f	J

По суммарной кривой противодействующего момента может быть опре-
делен необходимый момент инерции маховика. При непосредственном при-
воде от синхронного электродвигателя он рассчитывается по допустимым
пульсациям тока в электрической сети. Численный пример выполнения
такого расчета приведен в гл. V.

Здесь же ограничимся проверкой достаточности момента инерции ро-
тора серийного электрического двигателя, чтобы пульсации статорного
тока были не более допустимых, для чего воспользуемся способом, описан-
ным на стр. 191. На основании разложения суммарной кривой противо-
действующего момента в ряд Фурье, которое выполняется аналогично
показанному в табл. V.3—V.5, находим значения амплитуд первой и вто-
рой гармоник:

М[ — 65,3 кн-м и 7И' = 33,7 кн-м.

При номинальной мощности электродвигателя N3Jl = 4000 квт номи-
нальная электромагнитная мощность, согласно табл. XI 1.6, равна N3M =
= 4640 ква и ей соответствует номинальный электромагнитный момент

Кэм

23 2246

4640	. . Q

-——- = Ц8 КН-М,
2л-6,25
Относительные значения амплитуд первой и второй гармоник

М[/Мзм = -TF = °’554 и мУМэм = ПГТ = °>286-
1 dM	11О	dJn	1 1О

Предельные значения относительных амплитуд для выбранного элек-
тродвигателя указаны в табл. XII.6 и соответственно равны

1,31; М2/Мэм = 4,56.

Из построения графика, аналогичного показанному на рис. V.24, видно,
что точка С с координатами	= 0,554 и М'*/Мам " 0,286 лежит

ниже граничной прямой, которая проведена через точки Мг/Мэм = 1,31
♦и М2/Мэм = 4,56 на осях координат. Следовательно, пульсации статор-
ного тока будут не выше допустимых значений.
ПРИЛОЖЕНИЯ

Таблица 1

Свойства газов

Газ	Хими- ческая формула	Моле- куляр- ная масса	Газовая постоян- ная, дж/(кг-град)	Плот- ность (при 0° С и Р = = 0,1013 Мн/м2), кг/м9	Критические параметры		Мольная теплоемкость (при р = 0,1013 Мн/м9) Ср, кдж/(моль-град)			Массовая тепло- емкость (при 0° С и Р = = 0,1013 Мн/м2), кдж	Показа- тель адиабаты (при 0° С и Р = = 0,1013 Мн/м2)
					Т кР’ °К	&КР’  М н/м2	0° С	100® с	200° С		
										кг-град	
Азот	n2	28,02	296,8	1,2505	126,0	3,39	29,12	29,21	29,47	1,038	1,40
Аммиак	NH3	17,03	488,3	0,7714	405,4	11,30	34,80	37,79	40,86	2,043	1,31
Аргон	Ar	39,94	208,2	1,7839	150,6	4,86	20,73	20,73	20,73	0,519	1,68
Ацетилен	С2Н2	26,04	319,4	1,1709	308,5	6,24	41,92	48,69	53,88	1,610	1,25
Бутан	c4Ht0	58,12	143,1	2,703	425,0	3,80	92,53	117,82	142,72	1,592	1,10
Водород	н2	2,02	4125,0	0,08987	32,8	1,29	28,62	29,13	29,24	14,195	1,41
Воздух		28,96	287,2	1,2928	132,5	3,77	29,10	29,22	29,71	1,005	1,40
Гексан	СбНк	86,17	96,5	3,845	507,7	3,01	138,05	174,33	210,59	1,602	1,06
Гептан	С,н16	100,18	83,1	4,459	540,0	2,74	161,32	202,37	244,27	1,610	1,05
Гелий	Не	4,00	2077,4	0,1785	5,0	0,23	20,84	20,84	20,84	5,207	1,66
Изобутан	с4н10	58,12	143,1	2,668	408,0	3,65	96,88 *	124,64 **	139,13 ***	1,667 *	1,11
Изопентан	с6н12	72,15	115,3	3,220	460,8	3,33	118,86 *	152,78 **	183,01 ***	1,647 *	—
Кислород	о2	32,00	259,9	1,42895	154,6	5,08	29,28	29,88	30,82	0,915	1,40
Метан	СН4	16,03	518,9	0,7168	190,5	4,64	34,73	39,28	45,03	2,165	1,32
Октан	С8Н18	114,22	72,8	5,030	569,2	2,50	184,36	230,84	278,57	1,614	1,04
Окись углерода	со	28,01	296,9	1,250	133,0	3,50	29,13	29,26	29,65	1,040	1,40
Двуокись углерода	со2	44,01	188,9	1,9768	304,0	7,38	35,87	40,21	43,69	0,815	1,31
Пентан	с5н12	72,15	115,3	3,457	469,6	3,37	114,93	146,10	176,58	1,593	1,08
Пропан	СзН8	44,09	188,6	2,01	369,8	4,27	68,30	88,93	108,38	1,549	1,16
Пропилен	с3н6	42,08	197,6	1,915	364,9	4,60	60,09	76,03	90,90	1,428	1,16
Сернистый ангидрид	so2	64,06	129,8	2,9263	430,5	7,88	38,89	42,38	45,60	0,607	1,27
Сероводород	H2S	34,08	244,1	1,5392	373,4	9,00	33,81	34,96	36,40	0,992	1,33
Хлор	Cl2	70,91	117,3	3,220	417,0	7,71	33,49	35,34 **	36,09 ***	4,723	1,36
Этан	С2Н6	30,07	276,6	1,356	305,3	4,86	49,52	62,16	74,87	1,647	1,20
Этилен	С2Н4	28,05	296,5	1,2605	282,9	5,10	40,93	51,24	61,04	1,459	1,26
Бензол	свнв	78,10	106,5	3,49	562,5	4,92	73,65	104,28	130,89	0,943	1,127
Толуол	с,н8	92,10	90,3	4,10	593,8	4,05	94,86	129,96	161,18	1,030	1,097
Циклогексан  *	При t = 25° С  *	* При t = 127° С  *	** При f = 227° С	СвН12	84,10	98,9	3,75	552,9	4,03	92,01	138,49	179,93	1,094	1,10
Отношение объемов и температур в зависимости от отношения давлений
при различных значениях показателя политропы п

Р2  Р1	Значения  Pi			1  \ п	Значения  Т1 \ Pi )			п—1 п	Ра  Pi
	п = 1,1	п = 1,2	п = 1,3	п = 1,4	п = 1,1	п = 1,2	п = 1,3	п =1,4	
1,1	1,091	1,083	1,076	1,070	1,009	1,016	1,022	1,028	1,1
1,2	1,180	1,164	1,151	1,139	1,017	1,031	1,043	1,053	1,2
1,3	1,269	1,244	1,224	1,206	1,024	1,045	1,062	1,078	1,3
1,4	1,358	1,324	1,295	1,272	1,031	1,058	1,080	1,101	1,4
1,5	1,446	1,402	1,366	1,336	1,037	1,070	1,098	1,123	1,5
1,6	1,533	1,479	1,436	1,399	1,044	1,081	1,115	1,144	1,6
1,7	1,620	1,556	1,504	1,461	1,050	1,092	1,130	1,164	1,7
1,8	1,706	1,632	1,571	1,522	1,055	1,103	1,145	1,183	1,8
1,9	1,792	1,707	1,638	1,582	1,060	1,113	1,160	1,201	1,9
2,0	1,878	1,782	1,704	1,641	1,065	1,123	1,174	1,219	2,0
2,1	1,963	1,856	1,769	1,699	1,070	1,132	1,187	1,236	2,1
2,2	2,048	1,929	1,834	1,756	1,074	1,141	1,199	1,253	2,2
2,3	2,132	2,002	1,898	1,813	1,078	1,149	1,212	1,269	2,3
2,4	2,216	2,074	1,961	1,869	1,083	1,157	1,224	1,284	2,4
2,5	2,300	2,146	2,024	1,924	1,087	1,165	1,235	1,299	2,5
2,6	2,384	2,217	2,086	1,979	1,091	1,173	1,247	1,314	2,6
2,7	2,467	2,288	2,147	2,033	1,095	1,180	1,258	1,328	2,7
2,8	2,550	2,358	2,208	2,086	1,098	1,187	1,268	1,342	2,8
2,9	2,633	2,428	2,268	2,139	1,101	1,194	1,279	1,356	2,9
3,0	2,715	2,498	2,328	2,192	1,105	1,201	1,289	1,369	3,0
3,1	2,797	2,567	2,387	2,244	1,108	1,208	1,298	1,382	3,1
3,2	г 2,879	2,636	2,446	2,295	1,112	1,214	1,308	1,394	3,2
3,3	2,961	2,705	2,505	2,346	1,115	1,220	1,317	1,406	3,3
3,4	3,042	2,773	2,563	2,397	1,118	1,226	1,326	1,418	3,4
3,5	3,123	2,841	2,621	2,447	1,121	1,232	1,335	1,430	3,5
3,6	3,204	2,908	2,679	2,497	1,124	< 1,238	1,344	1,442	3,6
3,7	3,285	2,975	2,736	2,546	1,126	1,244	1,352	1,453	3,7
3,8	3,366	3,042	2,793	2,595	1,129	1,249	1,361	1,464	3,8
3,9	3,446	3,109	2,849	2,644	1,132	1,255	1,370	1,475	3,9
4,0	3,526	3,175	2,905	2,692	1,134	1,260	1,378	1,486	4,0
4,1	3,606	3,241	2,961	2,740	1,137	1,265	1,386	Г,497	4,1
4,2	3,686	3,307	3,016	2,787	1,139	1,270	1,394	1,507	4,2
4,3	3,766	3,372	3,071	2,834	1,142	1,275	1,401	1,517	4,3
4,4	3,846	3,437	3,126	2,881	1,144	1,280	1,408	1,527	4,4
4,5	3,925	3,502	3,181	2,928	1,147	1,285	1,415	1,537	4,5
4,6	4,004	3,567	3,235	2,974	1,149	1,290	1,422	1,547	4,6
4,7	4,083	3,632	3,289	3,020	1,151	1,295	1,429	1,557	4,7
4,8	4,162	3,696	3,342	3,066	1,153	1,299	1,436	1,566	4,8
4,9	4,241	3,760	3,395	3,112	1,155	1,304	1,443	1,575	4,9
5,0	4,320	3,823	3,448	3,157	1,157	1,308	1,450	1,584	5,0
Таблица 3

Относительное перемещение поршня от ВМТ

— (1 — cos <р) 4-	(1 — cos Р)

^\1/Z ф°	3,8	4,0	4,2	4,4	4,6	4,8	5,0	5,5	6,0	1/Л ф°
0	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	360
10	0,019	0,019	0,019	0,019	0,018	0,018	0,018	0,018	0,018	350
20	0,076	0,075	0,074	0,074	0,073	0,072	0,072	0,071	0,070	340
30	0,167	0,165	0,164	0,162	0,161	0,160	0,159	0,156	0,154	330
40	0,288	0,286	0,283	0,281	0,279	0,277	0,275	0,271	0,268	320
50	0,434	0,431	0,427	0,424	0,421	0,419	0,416	0,410	0,396	310
60	0,599	0,594	0,589	0,585	0,581	0,578	0,575	0,568	0,562	300
70	0,774	0,768	0,763	0,758	0,754	0,750	0,746	0,738	0,731	290
80	0,953	0,947	0,941	0,936	0,932	0,927	0,923	0,914	0,907	280
90	1,132	1,125	1,119	1,114	1,109	1,104	1,100	1,091	1,083	270
100	1,301	1,295	1,289	1,284	1,279	1,275	1,270	1,262	1,254	260
ПО	1,458	1,452	1,447	1,442	1,438	1,434	1,430	1,422	1,415	250
120	1,599	1,594	1,589	1,585	1,581	1,578	1,575	1,568	1,562	240
130	1,720	1,716	1,713	1,709	1,706	1,704	1,701	1,696	1,692	230
140	1,820	1,818	1,815	1,813	1,811	1,809	1,807	1,803	1,800	220
150	1,899	1,897	1,896	1,894	1,893	1,892	1,891	1,889	1,887	210
160	1,955	1,954	1,954	1,953	1,952	1,952	1,951	1,950	1,949	200
170	1,989	1,988	1,988	1,988	1,988	1,988	1,988	1,987	1,987	190
180	2,000	2,000	2,000	2,000	2,000	2,000	2,000	2,000	2,000	180
ф°	0,263	0,250	0,238	0,228	0,218	0,209	0,200	0,182	0,166	Ф°

Таблица 4

Относительное ускорение поршня

— (cos ф -f- X cos 2ф)

\1/Л ф° \	Знак	3,8	4,0	4,2	4,4	4,6	4,8	5,0	5,5	6,0	Знак	мъ/ / ф°
0	+	1,263	1,250	1,238	1,227	1,217	1,209	1,200	1,182	1,166	+	360
10	+	1,232	1,220	1,208	1,198	1,189	1,181	1,173	1,156	1,141	+	350
20	+	1,141	1,131	1,122	1,114	1,106	1,099	1,093	1,079	1,067	+	340
30	+	0,997	0,991	0,985	0,979	0,975	0,970	0,966	0,957	0,949	+	330
40	+	0,812	0,809	0,807	0,805	0,804	0,802	0,801	0,797	0,793	+	320
50	+	0,597	0,599	0,601	0,603	0,605	0,607	0,608	0,611	0,614	+	310
60	+	0,368	0,375	0,381	0,386	0,391	0,396	0,400	0,409	0,417	+	300
70	+	0,140	0,150	0,160	0,168	0,175	0,182	0,189	0,203	0,214	+	290
80	—	0,073	0,061	0,050	0,040	0,031	0,022	0,014	0,003	0,017	+	280
90	—	0,263	0,250	0,238	0,227	0,217	0*208	0,200	0,182	0,166	—	270
100	—	0,421	0,408	0,397	0,387	0,378	0,369	0,362	0,344	0,330	—	260
110	—	0,543	0,533	0,524	0,516	0,509	0,502	0,495	0,481	0,470	—	250
120	—	0,631	0,625	0,619	0,614	0,609	0,604	0,600	0,591	0,583	—	240
130	—	0,688	0,686	0,684	0,682	0,680	0,679	0,677	0,674	0,672	—	230
140	—	0,720	0,723	0,725	0,727	0,728	0,730	0,731	0,734	0,737	—	220
150	—	0,734	0,741	0,747	0,752	0,757	0,762	0,766	0,775	0,783	—	210
160	—	0,738	0,748	0,757	0,766	0,773	0,780	0,786	0,800	0,812	—	200
170	—	0,738	0,750	0,761	0,771	0,780	0,789	0,797	0,814	0,828	—	190
180	—	0,737	0,750	0,762	0,773	0,783	0,792	0,800	0,818	0,834	—	180
ф°/  / К	Знак	0,263	0,250	0,238	0,228	0,218	0,209	0,200	0,182	0,166	Знак	\ф°
о	sin (ф 4- Р)

Значения ------

COS р

\ 1/Л  ф° \	Знак	3,8	4,0	4,2	4,4	4,6	4,8	5,0	5,5	6,0	Знак	1/Х / / ф°
0	+	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	—	360
10	+	0,216	0,216	0,214	0,213	0,211	0,209	0,208	0,205	0,203	—	350
20	+	0,427	0,423	0,419	0,415	0,412	0,409	0,408	0,401	0,395	—	340
30	+	0,615	0,609	0,604	0,599	0,595	0,591	0,587	0,580	0,573	—	330
40	+	0,774	0,768	0,761	0,756	0,751	0,746	0,742	0,734	0,727	—	320
50	+	0,898	0,892	0,885	0,880	0,874	0,870	0,866	0,857	0,849	—	310
60	+	0,983	0,977	0,971	0,966	0,962	0,958	0,954	0,947	0,939	—	300
70	+	1,026	1,022	1,018	1,014	1,011	1,008	1,003	0,997	0,992	—	290
80	+	1,031	1,029	1,027	1,025	1,023	1,021	1,020	1,017	1,014	—	280
90	+	1,000	1,000	1,000	1,000	1,000	1,000	1,000	1,000	1,000	—	270
100	+	0,939	0,941	0,943	0,945	0,947	0,949	0,950	0,953	0,956	—	260
НО	+	0,852	0,857	0,861	0,865	0,869	0,871	0,876	0,883	0,888	—	250
120	+	0,749	0,755	0,761	0,765	0,770	0,774	0,778	0,784	0,793	—	240
130	+	0,632	0,641	0,647	0,652	0,657	0,662	0,666	0,674	0,683	—	230
140	+	0,511	0,518	0,525	0,530	0,535	0,539	0,543	0,551	0,558	—	220
150	+	0,386	0,391	0,396	0,401	0,405	0,409	0,413	0,420	0,427	—	210
160	+	0,259	0,261	0,265	0,269	0,272	0,275	0,278	0,283	0,289	—	200
170	+	0,131	0,131	0,133	0,135	0,136	0,138	0,139	0,142	0,144	—	190
180	+	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	0,000	—	180
Ф°/ г	Знак	0,263	0,250	0,238	0,228	0,218	0,209	0,200	0,182	0,166	Знак	\ф°

Таблица 6

Значения Рг, Рг0’33 и Рг0>43 для ряда газов

Газ	Химическая формула	Рг	Pj.0,33	Pj>0> 43
Азот	N2	0,68	0,8805	0,8472
Аммиак	NH3	0,87	0,9551	0,9419
Аргон	Аг	0,66	0,8719	0,8364
Ацетилен	С2Н2	0,82	0,9366	0,9182
Водород	н2	0,68	0,8805	0,8472
Воздух	—	0,69	0,8847	0,8525
Гелий	Не	0,67	0,8762	0,8418
Кислород	о2	0,70	0,8890	0,8578
Метан	сн4	0,71	0,8931	0,8631
Окись углерода	со	0,72	0,8973	0,8683
Пропан	с3н8	0,76	0,9134	0,8887
Сернистый ангидрид	so2	0,87	0,9551	0,9419
Углекислый газ	со2	0,75	0,9094	0,8836
Хлор	С12	0,79	0,9252	0,9036
Этан	с2н„	0,74	0,9054	0,8786
Этилен	сл	0,79	0,9252	0,9036
Физические параметры воды на линии насыщения

t. °C	Л-102 вт!{М‘град}	ц-Ю® н-сек)	v-lO4' м*/сек	3- ю* град~г	Рт
0	55,2	1790	1,789	—0,63	13,67
10	57,5	1306	1,306	0,70	9,52
20	59,9	1005	1,006	1,82	7,02
30	61,75	801	0,805	3,21	5,42
40	63,45	654	0,659	3,87	4,31
50	64,8	549	0,556	4,49	3,54
60	66,0	470	0,478	5,11	2,98

Таблица 8

Соотношение между единицами измерений

Величина	Размер единицы
Длина  Масса  Температура термодинамиче- ская (абсолютная)  Угловая скорость  Плотность, объемная масса  Сила (в частности вес)  Удельная сила тяжести (удель- ный вес)  Давление	1 мк — 10~в м = 1 МКМ  1 кгс • сек21м — 9,80665 кг  Т~ t +273,15°  0° К = —273,15° С  1 мин"1 ~	рад/сек ы 0,1047 рад/сек  Зи  1 сек"1 — 2л рад/сек я 6,28 рад/сек  1 кгс * сек2/м* == 9,80665 кг/м3  1 кгс = 9,80665 н  1 кгс/м3 ~ 9,80665 н/м3  1 кгс/см2 = 98,0665*103 н/м2 — 98,0665кн/м2 = = 0,980665 бар  1 кгс/м2 — 9,80665 н/м2  1 мм вод. ст. ~ 9,80665 н/м2  1 мм рт. ст. ~ 133,322 н/м2  1 ат — 98,0665*103 н/м2 — 98,0665 кн/м2 —  = 0,0980665 Мн/м2 = 0,980665 бар  1 атм = 101,325*103 н/м2 = 101,325 кн/м2 =  = 0,101325 Мн/м2 = 1,01325 бар
Продолжение табл. 8

Величина	Размер единицы
Энергия, работа  Мощность, тепловой поток  Динамическая вязкость (дина- мический коэффициент вязкости)  Кинематическая вязкость (ки- нематический коэффициент вяз- кости)  Массовый расход  Объемный расход  Теплоемкость  Массовая теплоемкость  Газовая постоянная  Универсальная газовая постоян- ная  Коэффициент теплопередачи, коэффициент теплоотдачи  Коэффициент теплопроводности  Механическое напряжение, мо- дуль упругости  Удельная ударная вязкость  Момент силы	1 кгс-м = 9,80665 дж  1 л. с. ч— 2,648-106 дж = 2,648 Мдж  1 квт-ч — 3,6-10е дж = 3,6 Мдж  1 ккал = 4,1868-103 дж — 4,1868 кдэн  1 кгс-м/сек — 9,80665 вт  1 л. с. — 735,499 вт  1 кал/сек — 4,1868 вт  1 ккал/ч = 1,163 вт  1 кгс-сек/м2 — 9,80665 н-сек/м2  1 пз — 0,1 н-сек/м2  1 спз = 10“3 н-сек/м2  1 ст = 1 см2/сек — 10"4 м2/сек  1 сст = 10’2 см2/сек — 10"6 м2/сек = 1 мм2/сек  1 кг/ч= 0,27778-10"3 кг/сек  1 кг/мин = 16,667-10"3 кг/сек  1 т/ч — 0,27778 кг/сек  1 м3/мин — 16,667 дм3/сек = 16,667 л/сек  1 м3/ч — 0,27778 дм3/сек = 0,27778 л/сек  1 ккал/град — 4,1868-103 дж/град  1 ккал/(кг ♦ град) = 4,1868 • 103 дж/(кг • град)  1 кгс - м/(кг - град) = 9,80665 дж/(кг-град)  1 кгс-м/(кмоль-град) — 9,80665 дж/(кмоль-град)  1 ккал/ (м2-ч- град) = 1,163 вт/(м2 - град)  1 ккал/(м-ч-град) = 1,163 вт/(м-град)  1 кал/(см-сек-град) = 418,68 вт/(м-град)  1 кгс/см2 = 9,80665-104 н/м2 = 0,0980665 Мн/м2 («0,1 Мн/м2)  1 кгс-м/см2 = 9,80665• 104 дж/м2 = 98,0665 кдЖ!»*  1 кгс-см = 9,80665-Ю"2 н-м  1 кгс-м = 9,80665 н-м
и iu ги ju w ьи ьи /и ou w ши
р,Мн/м2

Рис. 1. Значения p и В для азота
Рис. 2. Значения [3 и В для азотноводородной смеси

Рис. 4. Значения р и В для воздуха
Рис. 5. Значения Р и В для кислорода

0.6
co

Рис. 8. Значение £ для двуокиси углерода

Рис. 9. Значение g для этане
Рис. 10. Значение | для этилена

Рис. 12. Зависимость % от л и т(0^л <9), зона II f 120]

При приведенной температуре, равной приблизительно 4, коэффициент сжимаемости до-
стигает максимума и затем уменьшается при увеличении значений приведенной температуры.
Поэтому линии приведенной температуры, значения которой более 4, представлены отдельно
на верхнем графике при сохранении прежнего масштаба



ЛИТЕРАТУРА

1.	Алтухов С, М. иРумянцев В. А. Мембранные компрессоры. М., изд-во
«Машиностроение», 1967.

2.	Бабицкий И. Ф., В и х м а н Г. Л. и Вольфсон С. И. Расчет и кон-
струирование аппаратуры нефтеперерабатывающих заводов. Изд. 2-е, переработ. и доп.
М., изд-во «Недра», 1965.

3.	Беленький А. А. Конструктивные и технико-экономические показатели
современных угловых компрессоров. М., ЦИНТИхимнефтемаш, 1968.

4.	Бершадский С. А. Аналитическое исследование вибраций поршневого ком-
прессора. — «Химическое и нефтяное машиностроение», 1965, № 4.

5.	Б и р г е р И. А. Расчет резьбовых соединений. М., Оборонгиз, 1959.

6.	Блейхер И. Г. и Лисеев В. П. Компрессорные станции. Москва—Киев,
Машгиз, 1959.

7.	Борисоглебский А. И. и Кузьмин Р. В. К расчету процессов вса-
сывания и нагнетания поршневых компрессоров. — «Химическое и нефтяное машино-
строение», 1965, № 11.

8.	Бошнякович Ф. Техническая термодинамика. Пер. с нем. Под ред. М. П. Ву-
коловича и В. А. Кириллина. Ч. 1 и 2. М.—Л., Госэнергоиздат, 1955—1956.

9.	Варгафтик Н. Б. Справочник по теплофизическим свойствам газов и жидко-
стей. М., Физматгиз, 1963.

10.	В е й н б е р г Б. С. Поршневые компрессоры холодильных машин. М., изд-во
«Машиностроение», 1965.

11.	Вершок А. Б. Расчет промежуточных давлений многоступенчатых компрес-
соров. М., Машгиз, 1952, с. 83—92. (Сб. НИИхиммаш, № 8).

12.	В и д я к и н Ю. А. К вопросу вибраций трубок холодильников. Л., изд-во
«Машиностроение», 1967. (Труды ЛенНИИхиммаша № 1).

13.	В и х е р т М. М. и др. Конструкция и расчет автотракторных двигателей. М.,
Машгиз, 1957.

14.	Волков А. Е. и Лапидус А. С. Техника безопасности в производстве
ацетилена из природного газа. хМ.—Л., изд-во «Химия», 1964.

15.	Г и н з б у р г Б. Я. Теория и расчет поршневых колец. М., Машгиз, 1945.

16.	Гладких П. А. иХачатурян С. А. Предупреждение и устранение коле-
баний нагнетательных установок. М., изд-во «Машиностроение», 1964.

17.	Г о л у б е в И. Ф. Вязкость газов и газовых смесей. М., Физматгиз, 1959.

18.	Г у б а р е в Г. В. Исследование напряжений в пластинах кольцевых клапанов
поршневых компрессоров. — «Компрессорное и холодильное машиностроение». М. ЦИНТИ-
химнефтемаш. 1967, № 2.

19.	Гуревич Д. Ф. Расчет и конструирование трубопроводной арматуры. М.—Л.,
Машгиз, 1964.

20.	Дизели. Справочник. Под ред. В. А. Ваншейдта. М.—Л., Машгиз, 1964.

21.	Доллежаль Н. А. Прикладная теория всасывающего клапана поршневого
компрессора. —«Общее машиностроение», 1941, № 1.

22.	Д о л л е ж а л ь Н. А. Расчет основных параметров самодействующих пла-
стинчатых клапанов поршневого компрессора. — «Общее машиностроение», 1941, № 9.

23.	Дуб Б. И. Арматура высокого давления для трубопроводов. М.—Л., Госэнерго-
издат, 1960.

24.	Д ь я ч к о в А. К. Подшипники скольжения жидкостного трения. М., Машгиз,
1955.

25.	Е г о р о в Л. А. и Р о з а н о в В. Г. Автомобильные поршневые компрессоры.
(Теория, конструкция, расчет и испытания). М., Машгиз, 1958.

26.	3 а х а р е н к о С. Ед Анисимов С. А., Дмитриевский В. А. и др.
Поршневые компрессоры. М.—Л., Машгиз, 1961.
27.	Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям (Коэффи-
циенты местных сопротивлений и сопротивления трения). М.—Л., Госэнергоиздат, 1960.

28.	Инструкция по монтажу поршневых компрессоров. МСН 51—64, ГМСС СССР.
М., ЦБТИ, 1965.

29.	Камерштейн А. Г., Рождественский В. В. и Ручим-
с к и й М. Н. Расчет трубопроводов на прочность. Справочная книга. М., Гостоптехиз-
дат, 1963.

30.	Канторович 3. Б. Основы расчета химических машин и аппаратов. Изд. 3-е.
М., Машгиз, 1960.

31.	К а р а б и н А. И. Сжатый воздух. М., изд-во «Машиностроение», 1964.

32.	Карасина Э. С. Теплообмен в пучках труб с поперечными ребрами. Известия
ВТИ, 1952, № 12.

33.	Киселев В. В. Компрессоры электро подвижного состава (Обзор). М., Информ-
стандартэлектро, 1967.

34.	Клапаны самодействующие круглые индивидуальные поршневых компрессоров.
Типы и посадочные размеры. ГОСТ 13529—68.

35.	Компрессоры воздушные поршневые стационарные общего назначения. Техниче-
ские условия. ГОСТ 7426—55.

36.	Компрессоры воздушные поршневые стационарные общего назначения. Методы
испытания. ГОСТ 9011—59.

37.	Компрессоры поршневые. Методы параметрических испытаний. ОН26—01—20—66.
М., МИНхимнефтемаш, 1966.

38.	К о н д и н А. Д., Г о ц М. А., Драбкин Г. М., К л а т ц о М. М. и др.
Рациональные конструкции фундаментов промышленных зданий. М.—Л., Стройиздат, 1964.

39.	Кондратьева Т. Ф., Доброклонский Е. Б. иВидякин Ю. А.
Оппозитные компрессоры. Л., изд-во «Машиностроение», 1968.

40.	Кондратьева Т. Ф. Предохранительные клапаны для компрессорных уста-
новок. М.—Л., Машгиз, 1963.

41.	Конструкция и прочность коленчатого вала (Сборник статей). Пер. с англ, и нем.
Под ред. Н. С. Ханина. М., Машгиз, 1963.

42.	Коровчинский М. В. Прикладная теория подшипников жидкостного тре-
ния. М., Машгиз, 1954.

43.	К р ю ч к о в А. Д. Автоматизация поршневых компрессоров. М.—Л., Машгиз, 1963.

44.	К р ю ч к о в А. Д. Новое в автоматизации поршневых компрессоров. М.,
ЦИНТИхимнефтемаш. 1965.

45.	Кутателадзе С. С. и Боришанский В. М. Справочник по тепло-
передаче. М.—Л., Госэнергоиздат, 1959.

46.	К э й с В. М. и Лондон А. Л. Компактные теплообменники. Пер. с англ.
Под ред. Ю. В. Петровского. М.—Л., Госэнергоиздат, 1962.

47.	М а т о р и н С. В., Лисичкин В. Е. и Мельников Н. И. Испыта-
ние компрессорных машин. М., изд-во «Машиностроение», 1964.

48.	Ми хеев М. А. Основы теплопередачи. М.—Л., Госэнергоиздат, 1956.

49.	Мунтян Ю. С. и Румянцев В. А. Мембранные компрессоры высокого
давления. М., Машгиз, 1952 (Сб. НИИхиммаш № 8).

50.	Н е п о м н я щ и й Л. И. Определение основных характеристик компрессорной
части газомотокомпрессора с помощью ЭВМ. Л., изд-во «Машиностроение», 1967 (Труды
ЛенНИИхиммаша № 1).

51.	Новиков И. И. Компрессоры без смазки. Л., изд-во «Машиностроение».
1968 (Труды ЛенНИИхиммаша № 3).

52.	Нов и ков С. М., Слепченко А. Г. иТигарев П. А. Корабельные
поршневые компрессоры. М., Воениздат, 1961.

53.	О р л и н А. С., В е р у б о в Д. Н., Круглов Г. М. и др. Двигатели вну-
треннего сгорания. Под ред. А. С. Орлина. Т. 2. Конструкция и расчет. М., Машгиз, 1962.

54.	Петровский Ю. В. ифастовский В. Г. Современные эффективные
теплообменники. М.—Л., Госэнергоиздат, 1962.

55.	П л а н о в с к и й А. Н., Ромм В. Н. и Каган С. 3. Процессы и аппа-
раты химической технологии. М., изд-во «Химия», 1967.

56.	П о в х И. Л. Аэродинамический эксперимент в машиностроении. Изд. 2-е, доп.
и испр. Л., изд-во «Машиностроение», 1965.

57.	П о н о м а р е в С. Д. и др. Основы современных методов расчета на прочность
в машиностроении, т. 1—3, М., Машгиз, 1956—1959.

58.	П о л я к о в В. С. и Барбаш И. Д. Муфты (Конструкции и расчет). М.—Л.,
Машгиз, 1964.

59.	Правила 28—64 измерения расхода жидкостей, газов и паров стандартными диа-
фрагмами и соплами. М., изд-во стандартов, 1964.

60.	Правила и нормы техники безопасности и промышленной санитарии для проек-
тирования и эксплуатации пожаро- и взрывоопасных производств химической и нефте-
химической промышленности. М., изд-во «Недра», 1967.
61.	Правила устройства и безопасной эксплуатации воздушных компрессоров и воз-
духопроводов. Утверждены постановлением Секретариата ВЦСПС 22 июня 1963 г. М., 1963.

62.	Правила устройства электроустановок. М.—Л., изд-во «Энергия», 1965.

63.	Приспособления с пневматическим приводом (Элементы конструкций и расчет).
Руководящий технический материал РТМ 67—62. М., Стандартгиз, 1963,

64.	П у л ь м а н о в Н. В. Дизель-компрессоры со свободно движущимися порш-
нями. М., Машгиз, 1959.

65.	П у л ь м а н о в Н. В. Передвижные компрессорные станции. М., изд-во «Выс-
шая школа», 1966.

66.	Расчет и проектирование систем трубопроводов. Справочная книга. Пер. с англ-
Под ред. А. Г. Камерштейна и В. В. Рождественского. М., Гостоптехиздат, 1961.

67.	Расчеты основных узлов компрессоров. Техническое руководство (Сост. Т. М. Без-
денежных, Ю. Н. Безденежных, Н. Л. Геллер, И. Д. Крамер. Под ред. М. Б. Житомир-
ского). Саратов, ЦБТИ, 1965.

68.	Расчет цилиндров компрессоров на прочность. Под ред. М. Б. Житомирского.
Саратов, ЦБТИ, 1965.

69.	Р а ц И. И. Конструкции, исследования и расчет пластинчатых теплообменных
аппаратов. М., ЦИНТИмаш, 1962.

70.	Розен А. М. Метод коэффициентов отклонения в технической термодинамике
высоких давлений. ЖФХ, 1945, т. 19, № 9.

71.	Румянцев В. А., Вершок А. Б. и Асланов Г. В. Нормализация
поршневых колец в компрессоростроении. М., Машгиз, 1954 (Сб. НИИхиммаш № 18).

72.	Рыжов Б. М. Авиационные поршневые компрессоры. М., Оборонгиз. 1963.

73.	С а в и н о в О. А. Современные конструкции фундаментов под машины и их
расчет. Л.—М., Стройиздат, 1964.

74.	С а л т ы к о в М. А. К расчету усилий на стыках постели и параметров затяжки
разъемных подшипников с тонкостенными вкладышами. — «Вестник машиностроения»,
1964, № 3.

75.	С а ф и н А. X. Теоретические предпосылки к расчету регулирования производи-
тельности компрессора динамическим отжимом всасывающих клапанов. Л., изд-во «Маши-
ностроение», 1967 (Труды ЛенНИИхиммаша № 1).

76.	С е к у н о в а О. Н. Поршневые компрессоры. Энциклопедический справоч-
ник. — «Машиностроение», т. 12. М., Машгиз, 1948.

77.	С е к у н о в а О. Н. О работе сальника поршневого компрессора. М., Машгиз,
1958 (Сб. НИИхиммаш № 22).

78.	Серенсен С. В., Шнейдерович Р. М. и Громан М. Б. Валы
и оси. М., Машгиз, 1959.

79.	Серенсен С. В., Ко га ев В. П. и Шнейдерович Р. М. Несущая
способность и расчеты деталей машин на прочность. М. Машгиз, 1963.

80.	Симановский И. В. Метод термодинамического расчета многоступенча-
тых поршневых компрессоров. М., Машгиз, 1952 (сб. НИИхиммаш № 8).

81.	Синхронные электродвигатели компрессорные СДК и СДКП 14—19 габаритов.
М., ВНИИЭМ, 1964.

82.	С к о б ц о в Е. А., Изотов А. Д. и Тузов Л. В. Методы снижения
вибраций и шума дизелей. М.—Л., Машгиз, 1962.

83.	С л а в и н И. Ю. Применение новых материалов в компрессорах без смазки. М.,
ЦИНТИхимнефтемаш, 1966.

84.	Сомов В. А. Смазка судовых дизелей. Л., изд-во «Судостроение», 1965.

85.	Сосуды и аппараты. Нормы и методы расчета на прочность. ОН 26—01 —13—65.
М., МИНхимнефтемаш, 1965.

86.	Справочник по котлонадзору. Изд-.3-е. Под ред. М. П. Морозова. М.—Л., Гос-
энергоиздат, 1961.

87.	С т о ц к и й Л. Р. Теплосиловое хозяйство предприятий нефтяной и газовой
промышленности. М., Гостоптехиздат, 1959.

88.	Страхович К. И., Френкель М. И., Кондряков И. К. и
Рис В. Ф. Компрессорные машины. Учебник для технологических высших учебных
заведений по специальности «Холодильные и компрессорные машины и установки». М.,
Госторгиздат, 1961.

89.	Т а н а т а р Д. Б. Дизели. Компоновка и расчет. Л., изд-во «Морской транс-
порт», 1958.

90.	Тепловые двигатели и транспортные машины. М.—Л., изд-во «Машиностроение»,
1965 (Труды Л ПИ № 249).

91.	Тепловой расчет котельных агрегатов. Нормативный метод. Госэнергоиздат, 1957.

92.	Терских В. П. Расчеты крутильных колебаний силовых установок. Справоч-
ное пособие. Т. 1—3. М.—Л., Машгиз, 1953—1954.

93.	Техника безопасности и производственная санитария в химической промышлен-
ности. Сборник постановлений, правил, норм и инструкций. Изд. 2-е, М., изд-во «Химия»,
1965.
94.	Технические пути улучшения работы компрессорных установок промышленных
предприятий (Материалы семинара). М., МДНТП им. Ф. Э. Дзержинского, 1963.

95.	Тимошенко С. П. Колебания в инженерном деле. Йзд. 2-е. Пер. Я. Г. Па-
новко с третьего америк. изд., перераб. совместно с Д. X. Янгом. М., изд-во «Наука», 1967.

96.	Улучшение эксплуатации компрессорных установок (Материалы семинара). М.,
МДНТП им. Ф. Э. Дзержинского, 1967.

97.	Файвушевич В. М. Ремонт судовых двигателей внутреннего сгорания.
Л., изд-во «Морской транспорт», 1963.

98.	Ф и л и п п о в В. В. Процессы впуска и выпуска в поршневых компрессорах.
М., Машгиз, 1960.

99.	Ф р е н к е л ь М. И. Результаты испытания поршневых компрессоров на Гор-
ловском и Стали но горском азотнотуковых комбинатах. — «Химическое машиностроение»,
1936, № 5.

100.	Френкель М. И. Теория поршневых компрессоров. Л., 1938. (Ленин-
градский индустриальный институт. Вып. 1 и 2).

101.	Френкель М. И. Циклограф — новый прибор для индицирования и безынер-
ционной записи циклически повторяющихся перемещений, деформаций и сил. М., Маш-
гиз, 1952 (Сб. НИИхиммаш № 8).

102.	Ф р е н к е л ь М. И. Методика сравнения самодействующих клапанов по ста-
тическим характеристикам. М., Машгиз, 1954 (Сб. НИИхиммаш. Вып. 18).

103.	Френкель М. И. Расчет работы в теоретическом цикле поршневого ком-
прессора при сжатии реального газа. Л., 1958 (Труды ЛТИХП. Т. 15).

104.	Френкель М. И. Потери энергии в самодействующих клапанах. М., Маш-
гиз, 1959 (Сб. НИИхиммаш. Вып. 32).

105.	Френкель М. И. Опыт применения прямоточных клапанов в поршневых
компрессорах. — «Вестник машиностроения», 1965, № 8.

106.	Фролов В. Н. Волнистые компенсаторы для теплообменных аппаратов и тру-
бопроводов. М., ЦИНТИхимнефтемаш, 1966.

107.	Хлумский В. Поршневые компрессоры. Пер. с чеш. Под ред. В. А. Румян-
цева. М., Машгиз, 1962.

108.	X р а п а ч Г. К. Монтаж и ремонт компрессоров. М., изд-во «Недра», 1964.

109.	Циклонные сепараторы, конструкции и методы их расчета. Серия V. Лучшие
образцы машин и оборудования. М., ЦБТИ, 1961.

110.	Ш а п и р о М. Б. Новые материалы в технологии изготовления клапанных пла-
стин компрессоров. М., ЦИНТИхимнефтемаш, 1967.

111.	Шварц И. Н. Исследование процесса выталкивания в малом фреоновом гер-
метичном компрессоре. Труды конференции по перспективам развития и внедрения холо-
дильной техники в народное хозяйство СССР. М., Госторгиздат, 1963.

112.	Шмеркович В. М. Аппараты воздушного охлаждения для технологических
установок нефтеперерабатывающих и химических заводов. Конструирование, исследование
и опыт эксплуатации. М., ЦИНТИхимнефтемаш, 1967.

113.	Ш т е р н Л. Я., Б е й з е р о в С. М. и Плавник В. Г. Регулирование
и автоматизация воздуходувных и компрессорных станций. М., Металлургиздат, 1963.

114.	Эн гл и ш К. Поршневые кольца. Пер. с нем. Под ред. В. К. Житомирского
(Т. 1. Теория, изготовление, конструкция и расчет. Т. 2. Эксплуатация и испытание), М.,
Машгиз, 1963.

115.	Я к о в л е в Ю. Б. и О с и п о в В. А. Некоторые результаты испытаний на
прочность седел самодействующих клапанов поршневых компрессоров. М., изд-во «Машино-
строение», 1966 (Труды НИИхиммаш. Вып. 50).

116.	В u s с h е und W i п 11 е г 1 i п. Kolbenverdichter. Einfiihrung in Arbeitsweise, Bau
und Betrieb von Luft und Gasverdichtern mit Kolbenbewegung. Berlin (Gottingen), 1960.

117.	C h i 1 t о n E. G. und Handley L. R. Pulsations in Gas-compressor Systems. —
«Fransactions of the ASME», 1952, August.

118.	C h г i s t i a n W. Probleme und Erkenntnisse an selbsttatigen Plattenventilen
fur Kolbenverdichter. Berlin, Akademie-Verlag, 1962.

119.	Costagl iola M. The theory of springloaded valves for reciprocating com-
pressors. — «Journal of Applied Mechanics», 1950, vol. 17, N 4.

120.	Displacement Compressors, Vacuum Pumps and Blowers. Power Test Codes. The
american society of mechanical Engineers (ASME) Copyright, 1954.

121.	Frohlich F. Kolbenverdichter. Thermodynamische Grundlagen, Berechnung,
Konstruktion und Betriebsverhalten. Berlin (Gottingen) Heidelberg, Springer—Verlag, 1961.

122.	G e h r e s H. A. Engineer’s Viewpoint on design of Compressor cylinders for high
pressure gas compression. — «Petroleum Engineer», 1946, vol. 17, N 10.

123.	G г о t h K. Schwingungen in der Druckleitung von Kolbenverdichtern, VDI —
Forschungsheft 440, VDI — Verlag, 1953.

124.	Internationalen symposium des Fachgebietes verdichter am 6. und 7. Marz 1964
in Leipzig (Kurzfassung der Vortrage und Diskussionsbeitrage).

125.	К о 1 1 m a n n K. Warmeiibergang im Luftkompressor, VDI — Forschungsheft 348,
VDI —Verlag, 1931.
126.	L а с к m a n n M. Regelung von Drehkolbenverdichtern der Vielzellenbauart. —
«Zeitschrift VDI», 1940, N 24, Bd. 84.

127.	Linke W. Warmeubergang bei pulsierender Stromung. — «Chemie Ing. Techn.»,
30 Jg, 1958.

128.	L i wsch i t z. Schwungsmomente von Kolbenkompressoren bei Antrieb durch
Asynchron- und Synchronmotoren. — «Е. u. M.», 1934, Heft 14.

129.	Luft O. und Maier W. Resonanzerscheinung in Brennungskraftmaschinen.
Stuttgart, 1934.

130.	P 1 d t n e r W. Technisches Handbuch Verdichter Herausgegeben von der Gruppe
Werbung und Messen des Energie- und Kraftmaschinenbaues, Halle. Berlin, VEB Verlag
Technik, 1966.

131.	Prufvorschrifften fur Kolbenverdichter und Vakuumpumpen. PNEUROP, 1965.

132.	R a e s f e 1 d A. Warmeubergang an zwangsbeliifteten unterbrochenen KuhL
rippen —«Chemie Ing. Techn», 30 Jg., 1958, N 2.

133.	Ritter U. «Der Labyrinth-Koi ben Kompressor fur difreie Forderung von Gasen
und Dampfen. — «Technische Rundschau», 1958, Nr. 32.

134.	Scheel L. F. Gas and Air Compression machinery. McGraw Hill Book Company,
Inc. New York—Toronto—London, 1961.

135.	Schweigerer S. und Scufert W. Untersuchungen liber das Dichtver-
mogen von Dichtungsleisten. —«BWK», 1951, Bd. 3, Nr. 5.
ОГЛАВЛЕНИЕ

Предисловие	  $

Введение , % v *....................................*...............- .	5

Глава I. Термодинамические основы поршневых компрессоров.................... 9

1.	Уравнения состояния газа......................................... —

2.	Теоретический цикл ступени поршневого компрессора......... . .	14

3.	Количество отводимого тепла ..................................... 27

4.	Применение диаграмм s, Т и s, i в расчетах компрессора.......... 29

5.	Зависимость работы от величины начального давления.............. 34

Глава II. Действительный цикл ступени....................................... 36

1.	Индикаторная диаграмма ........................................... —

2.	Коэффициент наполнения .......................................... 43

3.	Индикаторная мощность ступени................................... 52

Глава III. Многоступенчатое сжатие, производительность и мощность ....	62

1.	Цикл многоступенчатого сжатия ...........	.................... —

2.	Распределение сжатия ........................................... 64

3.	Выбор оптимального числа ступеней компрессора ................. 71

4.	Влияние числа ступеней на величину поршневой силы.............. 74

5.	Промежуточные давления ........................................ 77

6.	Неполное охлаждение газа в промежуточных холодильниках ....	80

7.	Промежуточный отбор ........................................... 81

8.	Производительность компрессора и секундные объемы газа, всасывае-
мого ступенями ................................................... 82

9.	Определение промежуточных давлений производительности в пове-
рочном расчете компрессора ......................'................ 90

10.	Мощность компрессора и коэффициенты полезного действия......... 95

Глава IV. Компоновка компрессора и привод................................. 165

1.	Сопоставление бескрейцкопфных и крейцкопфных компрессоров ....	—

2.	Типы компрессоров.............................................  107

3.	Схемы компрессоров .........'.................................. 126

4.	Привод компрессоров . ......................................... 133

Глава V. Динамика поршневого компрессора ................................. 149

1.	Силы в кривошипном механизме..................................... —

2.	Уравновешивание сил инерции . ...............................   153

3.	Колебания фундаментов........................................   162

4.	Расчет маховика ............................................... 169

5.	Расчет маховика для компрессора с приводом от асинхронного и син-
хронного электродвигателей......................................... 179

Глава VI. Потери энергии в клапанах и газовой коммуникации................ 202

1.	Общие положения	.............................................. —

2.	Дроссельные потери	энергии	в	клапанах........................   205

3.	Дроссельные потери	энергии	в газовой	коммуникации.............. 239

4.	Потери энергии вследствие газового удара и волновых явлений в ком-
муникации ......................................................... 257

5.	Суммарная потеря мощности в газовом тракте .................... 277
Глава VII. Конструктивные элементы поршневых компрессоров.................. 279

1.	Цилиндры	.	.................................................... —

2.	Клапаны......................................................... 329

3.	Поршни ......................................................... 392

4.	Поршневые кольца ........................:...................... 404

5.	Штоки........................................................... 410

6.	Плунжеры	.................................................... 412

7.	Сальники .	*................................................... 413

8.	Элементы кривошипно-шатунного механизма, станины и рамы ....	426

Глава VIII. Смазка компрессоров............................................ 453

1.	Требования, предъявляемые к	маслам ............................... —

2.	Нормы расхода масла............................................. 456

3.	Смазка цилиндров ............................................... 457

4.	Смазка механизма движения....................................... 461

Глава IX. Вспомогательная аппаратура и коммуникации........................ 471

1.	Холодильники ..................................................... —

2.	Влагомаслоотделители и буферные	емкости......................... 506

3.	Предохранительные клапаны	................................. 511

4.	Коммуникации ................................................... 516

Глава X. Регулирование производительности.................................. 532

1.	Регулирование	воздействием на привод........................... 534

2.	Регулирование	воздействием на коммуникацию..................... 536

3.	Регулирование	воздействием на клапаны цилиндра................. 546

4.	Регулирование	присоединением дополнительных	полостей........... 561

5.	Регулирование	изменением хода поршня .......................... 594

6.	Сопоставление	способов регулирования .......................... 595

7.	Комбинированное регулирование ...........................  .	.	597

8.	Сервоприводы................................................... 599

9.	Автоматические регуляторы производительности................... 601

10.	Емкость ресивера в зависимости от характера регулирования ....	609

11.	Системы автоматического управления............................... 615

Глава XI. Конструктивное выполнение поршневых компрессоров ......	625

1.	Компрессоры малой производительности ............................. —

2.	Компрессоры средней производительности............................ 628

3.	Компрессоры большой производительности.......................... 632

4.	Низконапорные дожимающие компрессоры ............................. 637

5.	Компрессоры сверхвысокого давления ............................... 640

6.	Компрессоры без смазки цилиндров ................................. 644

Глава XII. Определение параметров компрессора и пример термодинамического
расчета..................................................................... 563

1.	Определение параметров компрессора ..............................  —

2.	Термодинамический расчет компрессора............................ 682

Приложения .................................................................. 715

Литература................................................................... 737
Марк Исаакович
Френкель

ПОРШНЕВЫЕ
КОМПРЕССОРЫ

Редакторы издательства?

Н. 3. Симоновский и Г. Н. П.а в л о в а
Переплет художника Н И Васильева.

Технический редактор А. А Бардина’
Корректор А. И. Лавриненко

Сдано в производство 18/1X 1968 р.

Подписано к печати 10/1 1969 р. М-15030

Формат бумаги 70X lOSVie

Привед. печ. л. 67,55 (3 вкладки)

Уч.-изд. л. 64,9 Тираж 17 000 экз Заказ 2246

Цена 3 р. 45 к.

Ленинградское отделение
издательства «МАШИНОСТРОЕНИЕ»,
Ленинград, Д-65, ул. Дзержинского, 10

Ленинградская типография № 6
Главполиграфпрома Комитета по печати
при Совете Министров СССР	'

Ленинград, ул. Моисеенко, 10
Исправлено 23.07.2013

ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ

Стр.	Строка	Напечатано	Должно быть
6	Рис. Б	Значение относительных и . . .	Значение относительных масс и . ..
184	17-я сверху	н-м	н-м-сек.
187	3-я	»	S^iv — vcp)	•S 2 (0 — 0cp)fe
196	19-я	»	н-м\	н-м-сек\
224	Рис. VI. 13	Коэффициент давления потока ф	Коэффициент давления потока рд
354	Ф-ла (VII. 53)		24Миз	_
		(4b — 3d0 — h)	(4b — 3b» — h)fP
367	5-я снизу	рис. VI. 3	рис. VI, 4, а
372	6-я сверху	рис. VI. 4	рис. VI. 3
	13-я сверху  26-я	»	рис. VI. 3, а	рис. VI. 4, а
379	9-я	»	(рис. VI. 3)	(рис. VI. 4, а)
442	15-я	»	в направляющих (рис. VII.131 ) с внутренним фланцем. Они	В направляющих (рис. VI 1.131) с внутренним фланцем они
502	Рис. IX. 24	—	Левая штриховая линия должна быть доведена до нижней шкалы (до значения 8000).
503	Ф-ла (IX.34')	0,0191 Re0-8	0,018Re°’8
553	9-я сверху	(рис. VI. 4 и	(рис. VI. 3 и
	11-я снизу	рис. VI. 3	рис. VI. 4, б
559	13-я сверху	рис. VI. 4	рис VI. 3
638	18-я сверху	обширную	общую
644	24-я снизу	службы поршневых колец и сальников	службы сальников
648	17-я сверху	с температурой	с температурой на поверх- ности трения
721	Табл. 8	Т = / + —273,15°	7 = ( + 273,15°

Френкель М. И. Зак. 2246
f950

Рис. IV.5.-Шестиступенчатый шестирядный оппозитный компрессор для азотноводородной смеси: V= 5,17 м3/сек (310 м3/мин); рк= 32 Мн/м2; диаметры цилиндров 1000/720/420/380/260/100 мм; 5= 450 мм;
п 5 сек 1 (300 мин l); NK = 4410 кет; масса 101 т (Сумской завод тяжелого компрессоростроения): а — разрез по рядам I—II ступеней; б — разрез по блоку цилиндров IV—ур—VI ступеней; в— разрез
по оси вала; г — схема расположения ступеней

М. И. Френкель
М низкого давлений

вентили

продувки Ду 40

Тот

Лет

Ряд высокого давлений
Шот Шет Хет Шет YTcrri
\ (передняя) \ (задняя)	\

Щит манометров

\.. . Л	Обратный клапан Ш ст

ДУ 55 / Обратный клапанШст



Lfe 300

Ду 250'

Пи 800 ПРо9УЙт

цуши\ a30mQM

I.?

Ду 700

'Ду 450

Др ед ох юнит с-



Ду 40

Ду250
ийнак.

Ди 450

Ду 600



4

? кла пан
ДуЗО ____

Ду150/'Ди?5Г

[-..Ау^мго
Ду 50^

I	6 54J3 21	Vpf.cc

1 X X Г

i	Д I









Гидрозатвор

ДубО
]Зи

Холодильник
Ду 150;

~ Продувка Ду 40

буферная емкость

I 1ст $

/ Маслоотделитель

1ст

ДУ 150

Холодильник Ест
Маслоотдели-
ель Лет

буферная
k емкость
Ест



W///A

Ду 125

Ду150

байпасный вентиль ДуЩ)

буферная емк Тступ.

Отдели-
тель Шет

вентиль откр
при продувке
машины
азотом

Холодильник
Шет

Обратный
клапан '

Буферная
емкость *ч
Шет

,.........г—г-,	.........-МО	-	|

всасывающий трубопровод I ступени

Лагне!пагпёльнь1и пУрцборробоД л ступени (к конверсии)
всасывающий трубопровод Ш стипени (от скрувера под давлением)

Отвод газа из сальников

Ду по

в атмосферу

*

Ду 125

^Нп Холодильник

wl Ш-Шст



К всасывающему
трубопроводу 1ст

Маслоотделитель
Шет

Угловой венти

х Пр ед охр.
клапан

тделитель

V2M н!д

Рис. IX.38. Схема газопровода унифицированного компрессора, аналогичного показанному на рис. XI.6

От масляного холодильника	От крышек цилиндра Ист и фонаря РИД

От цилиндров Ш~Ш ст	п	г

От крышек цилиндра Шет и фонаряРвД

От цилиндра Шет

От цилиндра Лет

n=1Z5

Ду20

Ест

Ду 20

Дуге

Ду250

ДУ 150

Ду 40 Ду 25

Ду 150

Ду 25 Ду 25'

'у20
Ду^

Гст

Ду20
}Ду20

Холодильник
1ст

От цилиндра 1ст

/ От холодильника I ст

W//K

Ду2

Ду 20

От холодильника Лет

Контрольная воронка

Й

7W

ДУ25

'Ду so
Дц50-

\7+5J5
V7777yT7/
ДуЮО

Шет

\ Дуга . ТзадняяК

Л Пи40-----аст

-----1 (передняя)	Y елг



Маслоотделитель 1ст

ХолодильникЛст

Маслоотделитель Лет

Ду юо.

ДУ 40

Ду 40' Ду 70
Ду^\
Ду40у ’

ШоО^Ш-Шст^'100^100

ДуЮО

ДуЮО'



.Ду 40



Подвод воды

Рис. IX.39. Схема водопровода унифицированного компрессора, аналогичного показанному на рис. XI.6

Термометры

Ду 300

Маслоотделитель Шет

Холодильник
Шет

Ду 100

Ду40

Отвод воды