Основные узлы и детали поршневых компрессоров

Компрессорные установки

Назначение и классификация компрессоров

Компрессорами называют машины, предназначенные для сжатия и перемещения газов по трубопроводам.

По принципу действия компрессоры подразделяют на объ­емные и динамические. К объемным компрессорам относятся поршневые, мембранные и роторные. Последние, в свою очередь, подразделяются на пластинчатые, жидкостно-кольцевые и вин­товые.

В объемных компрессорах давление газа повышается за счет уменьшения пространства, в котором находится газ. В идеаль­ном случае это пространство является абсолютно герметичным и утечек газа в процессе повышения давления не происходит.

К динамическим компрессорам относятся центробежные и осевые компрессоры. В них давление повышается при непрерыв­ном движении газа через проточную часть машины за счет энергии, которую сообщают газу лопатки вращающегося рото­ра. При этом кинетическая энергия преобразуется в потенци­альную.

Существуют такие компрессоры, в которых нет перемещаю­щихся механических деталей. В таких компрессорах рабочая среда (обычно вода или пар), перемещаясь с большой скоро­стью, захватывает с собой частички газа и сообщает им кине­тическую энергию, которая затем в специальных устройствах преобразуется в давление.

Все компрессоры независимо от принципа действия подразде­ляются по основным эксплуатационным параметрам—давле­нию и подаче.

Ниже приведены значения избыточного давления (в МПа) различных компрессоров:

низкого давления среднего давления высокого давления

0,2—1,0 1—10 10—100

По значению подачи компрессоры подразделяют на малые (до 0,015 мУс), средние (от 0,015 до 1,5 мус) и крупные (свы­ше 1,5 мус).

На" основе указанных типов компрессоров освоен вьп различных конструкций и модификаций.

Компрессор должен быть надежным и экономичным 'fj плуатации, прост в монтаже и обслуживании, технологи^ изготовлении. Показатели, характеризующие его металлоемк и энергопотребление, должны быть минимально бозмож!

Выбор типа и конструкции компрессоров зависит от wt ных условий.

Центробежные компрессоры по сравнению с другими ti имеют преимущества: они не имеют элементов, совершен возвратно-поступательное движение, поэтому они не тре массивных фундаментов; движущиеся поверхности этих) рессоров соприкасаются с неподвижными через подшив,. следовательно, у них нет быстроизнашивающихся узлов.. |

Центробежные компрессоры имеют простую констру|| они экономичны в эксплуатации.!"'

Для повышения подачи поршневых компрессоров необ| мо увеличить размеры цилиндра и других узлов компре<| При этом возрастает масса узлов, совершающих возвр| поступательное движение и соответственно действующие HJ" силы инерции. Поэтому при увеличении размеров noplyif компрессоров необходимо снижать скорость движения noj

Несмотря на отмеченные недостатки, поршневые и це бежные компрессоры получили преимущественное распро нение по сравнению с другими типами компрессоров.

Поршневые компрессоры

На рис. 117 представлена схема поршневого компр(простого действия. В цилиндре 1 расположен поршень 2, рый под действием кривошипного механизма совершает, ратно-поступательное движение. На крышке 12 цилиндра] положены всасывающий 7 и нагнетательный клапан, коТ^ составляют механизм распределения, регулирующий посТ^ ние газа в цилиндр и подачу его из цилиндра в нагнетатели трубопровод..'

При движении поршня вниз давление между цилиндр! поршнем меньше, чем давление во всасывающем патрубке;» открытии всасывающего клапана газ попадает в цилиндр.,, да поршень достигает крайнего нижнего положения, дам в цилиндре и всасывающем трубопроводе практически выра вается. Клапан под действием пружины прижимается к с| и перекрывает отверстие, соединяющее полость цилиндр! всасывающим трубопроводом, В течение всего периода всаС" ния отверстие нагнетательного клапана закрыто.

При движении поршня вверх происходит сжатие газа, l дящегося в цилиндре. Когда давление газа станет больше»

в нагнетательном трубопроводе, нагнетательный клапан откро­ется и газ «вытолкнется» из цилиндра. Этот процесс будет про­исходить до тех пор, пока поршень не займет крайнее верхнее положение, тогда нагнетательный клапан закрывается и процес­сы всасывания и нагнетания повторяются.

Процессы всасывания и нагнетания, совершаемые за один оборот коленчатого вала, составляют полный цикл работы ком­прессора.

Компрессор описанной выше конструкции называется одно­ступенчатым компрессором простого действия.

Недостатком такого компрессора является то, что полезная работа совершается только при движении поршня в одном на­правлении.

Более экономичной и производительной является конструк­ция компрессоров так называемого двойного действия (рис. 118). Компрессор двойного действия работает следующим образом. Когда поршень движется вправо, в левой части цилиндра соз­дается разрежение. Газ через левый всасывающий клапан 15 поступает в цилиндр. Одновременно в правой час­ти цилиндра происходит сжатие газа, вошедшего в рабочее пространство в предыдущем цикле, и выталкивание его через правый нагнетательный кла­пан 4 в нагнетательный трубопровод S.

Рис. 117. Схема вертикального одноступенчатого компрессора простого дей­ствия:

1~ Цилиндр; 2—поршень; 3—рубашка для охлаждения цилиндра; 4— шатун; 5—кри­вошип коленчатого вала; 6 — станина-картер; 7 — всасывающий клапан; S — всасы­вающий патрубок; 9 — нагнетательный патрубок; 10 — нагнетательный клапан; // — Рубашка для охлаждения крышки; 12 — крышка цилиндра

Рис. 118. Схема горизонтального одноступенчатого компрессора двойного дей-

'~ цилиндр; 2—поршень; 3—нагнетательный патрубок; 4— нагнетательный клапан;

.•задняя крышка цилиндра; 6— сальник; 7—шток; 8— ползун; 9— шатун; 10— кривошип коленчатого вала; // — коленчатый вал; 12 — станина; 13. 17 и 18 — рубашки со-пат¹¹»?⁸⁸'"^{10 для} охлаждения задней и передней крышек цилиндра: 14 — всасывающий "трубок; 15 — всасывающие клапаны; 16 — передняя крышка цилиндра

При движении поршня влево всасывание происходит чер(вый всасывающий клапан, а выталкивание сжатого газа^ рез левый нагнетательный клапан. В этом случае обе ст@| поршня являются рабочими.;1

Компрессоры простого и двойного действия могут иметы| или несколько цилиндров. ^

Компрессор, который имеет несколько цилиндров, рабесГ щих параллельно и выталкивающих сжатый газ в один у? же нагнетательный коллектор, называется многоцилиндро одноступенчатым компрессором. Д

Если в компрессоре несколько цилиндров работают пв довательно, т. е. сжатый воздух из одного цилиндра пост| для дальнейшего сжатия в следующий, то такой компот называется многоступенчатым. Если же в каждой рабочеЦ лости компрессора давление повышается (от давления во| сывающей полости до давления в нагнетательном трубопров то независимо от числа цилиндров и рабочих полостей ч компрессор является одноступенчатым..

Рассмотрим работу механизма движения одноступенч'1 компрессора (рис. 118), под действием которого поршень ей шает возвратно-поступательное движение. Шатун 9 служи передачи движения от кривошипа 10 коленчатого вала У/,⁴! щательное движение вала преобразуется в возвратно-пос| тельное. Ползун 8— деталь скользящая в прямолинейны|| правляющих, жестко связанная со штоком 7 и шарнирдЙ шатуном 9. Ползун передает продольные усилия на шток^Ц перечные—на направляющие. В бесползунных компр(движение от вала поршню передается шатуном. Шток 7 < для соединения поршня 2 с поршнем 8.

Одноступенчатый поршневой компрессор. Сжатие и пеЦ щение газов в компрессорах п| ходит за счет того, что газ в-^ чем пространстве поршневого ' рессора сжимается под дейб перемещающегося поршня. -':

Процесс сжатия — расшир газа в компрессоре изобрази обычно на диаграммах в коорД тах р—V. Рассмотрим теор^ ^i——————h——п- ский процесс работы поршнЙ

'--ir⁵ компрессора (рис. 119). Пор!

J из крайнего правого положения:! -^-<В ка /) начинает двигаться в|| Впускной клапан В закрываете начинается процесс сжатия га| рабочем пространстве компрее! Этот процесс, который на диа1|

Рис. 119. Теоретическая инди­каторная диаграмма работы поршневого компрессора

ме соответствует кривой 1-2, характеризуется уменьшением объема рабочего пространства и возрастанием давления газа. Когда поршень достигает точки 2, давление газа в рабочем про­странстве компрессора уравновешивается давлением в напорном трубопроводе. В этом случае открывается выпускной клапан B^ ц происходит выталкивание газа из рабочего пространства ком­прессора в напорный трубопровод при постоянном давлении (кривая 2-3). Точка 3 соответствует крайнему левому положе­нию поршня. Так как мы рассматриваем теоретический цикл, то исходим из предположения, что весь газ, находившийся в рабо­чем пространстве компрессора, выталкивается в напорный тру­бопровод. В этом случае как только начинается обратное дви­жение поршня (вправо), происходит мгновенное снижение дав­ления. Как только давление достигнет значения pi, откроется впускной клапан В. Этот процесс на р— У-диаграмме соответ­ствует линии 3-4. По мере перемещения поршня вправо проис­ходит процесс всасывания газа, т. е. процесс заполнения газом рабочего пространства компрессора, который на р— У-диаграм-ме изображается линией 4-1. Полученная диаграмма называет­ся теоретической индикаторной диаграммой работы поршневого компрессора.

Процесс всасывания и нагнетания происходит при постоян­ном давлении, а в процессе сжатия изменяются давление и объ­ем. Известно, что при сжатии газ нагревается и температура его повышается. Если при этом газ не обменивается теплотой с окружающей средой, то такое сжатие называется адиабатным. Уравнение адиабатного процесса имеет вид

/?1/»==соп81, (144)

где k — показатель адиабаты.

В том случае, когда теплота нагретого от сжатия газа отби­рается, можно создать условия, при которых газ будет сжимать­ся при постоянной температуре. В этом случае процесс сжатия называется изотермным. Уравнение изотермного процесса опре­деляется выражением

pV== const. (145)

Мы рассмотрели два процесса, происходящих при сжатии газа: отвод теплоты полностью отсутствует и вся теплота от газа забирается. Но возможны и такие процессы сжатия, при кото­рых отбирается не вся теплота. В этом случае термодинамиче­ский процесс сжатия называется политропным. Уравнение по-•^тропного процесса определяется выражением

Jt7V"==const, (146)

Если считать, что кривая 1 — 2 на р— У-диаграмме ^ ствует политропному процессу сжатия, то кривая /— 2 ot) ет изотермный, а кривая / — 2" — адиабатный процессы.

Из курса термодинамики известно, что располагаемая рь затрачиваемая в компрессоре на сжатие газа и его переки ние, равна произведению объема на изменение давления,:!

ДА==1^Д/?.

На р— V-диаграмме это произведение соответствует заьщ ванной площади. Так как в процессе сжатия газа в компв ре давление изменяется от pi до рч, то работа, затрачивд в компрессоре на изотермное сжатие, характеризуется щадью 1-2'-3-4 и может быть рассчитана из выражений и (147). Таким образом,

Л

•из

-piVi^-El. Pi

Следовательно, работа, затрачиваемая в компрессоре наь| абатное сжатие, определится площадью фигуры 1-2"-3-4 жет быть рассчитана из выражений (144) и (147):

. Г, -,*-!

А-1

Р2

Pi

* -1

Работа, затрачиваемая в компрессоре на политропное! тие, соответствует площади 1-2-3-4 и может быть рассчитан^ каждого отдельного случая, так как показатель политроп)^» висит от температуры газа, находящегося в компрессоре, -tj

Как видно из р— ^-диаграммы, минимальная работа, чиваемая на сжатие газа в компрессоре, соответствует и мическому процессу, который можно осуществить с по» различных охлаждающих устройств., ^

Действительная индикаторная диаграмма отличается ot:;

альной тем, что при построении последней не были учтены] бенности, обусловленные конструктивными элементами. | оценки их влияния построим действительную индикаторную,] грамму в тех же р— V-координатах.

Пусть поршень расположен в крайнем правом полог (рис. 120), а в рабочем пространстве цилиндра находите под давлением pi. При движении поршня влево газ начнете маться. При достижении давления рч нагнетательный клапа откроется. Для открытия клапана необходимо создать нес&«ко большее давление для преодоления его инерции покоя (| вая 1-2). I

После открытия клапана давление в рабочем простра<| компрессора выравнется, газ вытолкнется поршнем в напор трубопровод (кривая 2—3).

Pi Pi Л	^y»	Vp
	3	2
-^——\
J^	h	^'\
4'	<f. V,c f
„ v		, Vec,	V

 

рис. 120. Действительная индикатор­ная диаграмма работы поршневого компрессора

Рис. 121. Диаграмма работы поршне­вого компрессора с учетом мертвого объема

Но весь газ вытолкнуть из рабочего цилиндра невозможно, так как поршень не может вплотную подойти к крышке, где на­ходятся клапаны (точка 3). Поэтому часть газа остается в ци­линдре. Объем, занятый газом, оставшимся под давлением наг­нетания р2, называется объемом мертвого пространства. Этот объем действительно вреден, так как он не позволяет полностью использовать рабочее пространство компрессора. Точка 3 соот­ветствует крайнему левому положению поршня. При движении поршня вправо газ, находящийся во «вредном» пространстве, должен расшириться до давления, которое ниже, чем давление во всасывающем трубопроводе (линия 3—4). Это необходимо для того, чтобы всасывающий клапан открылся. После открытия клапана давление выравнется и всасывание газа будет происхо­дить при постоянном давлении pi. Полученная замкнутая кри­вая 1-2-3-4 в р— У-диаграмме в таком виде называется действи­тельной индикаторной диаграммой поршневого компрессора. Площадь этой диаграммы определяют экспериментально с по­мощью индикатора.

Мертвый объем. Наличие «мертвого» объема приводит к уменьшению объема всасываемого газа, так как всасывание но­вой порции газа начинается не в начале обратного хода поршня, а в конце процесса расширения объема газа, оставшегося в «мертвом» объеме. Таким образом, объем всасываемого газа Уве ^егда меньше рабочего объема цилиндра Vp. Отношение объе­ма всасываемого газа к рабочему объему цилиндра называется объемный КПД. Объемный КПД

Оценим значение объемного КПД (рис. 121). Очевидяс?| дующее равенство:.

Vo+y^v+v^,

где Vo —«мертвый» объем; V— объем расширившегося га Из выражения (151) имеем

откуда

у уо

Отношение Vo/Vp='a называется относительным «ме{ объемом.

При адиабатном процессе сжатия газа в компрессоре между объемом и давлением имеет вид

P^PiV". Откуда

JL^J-^V⁷⁶ ^ \Pt/.^

Отношение ps/pi^s, называется степенью сжатия газа в КС рессоре. Таким образом,

Хд==1-д(^-1). (3

Как видно из выражения (152), Ко тем больше, чем мею степень сжатия. Действительно, из диаграммы в координИг p—V (рис. 121) видно, что при уменьшении е, т. е. при p^j сжатие окончится в точке 2', а выталкивание газа из компрев ра—в точке S'. После расширения газа, занимающего «м| вый» объем, всасывание начнется в точке 4'. Очевидно, V'»>V..

Если увеличить степень сжатия, то объем всасываемого уменьшится.

Следовательно,

^,==W=[l-ff(^-l)]Vp. (|

Однако действительный объем газа, подаваемый компрв| ром, значительно меньше. Это объясняется следующими пря| нами: |

при всасывании газ, приходя в соприкосновение с нагрв| ми поверхностями клапанов, стенок цилиндра и поршня, »Щ вается (и, следовательно, расширяется); ^

при работе компрессора наблюдаются утечки газа через К паны, сальники, между поршневыми кольцами и внутренней! верхностью цилиндра.

Первая из указанных причин учитывается термическим коэф­фициентом Кт, а вторая — коэффициентом герметичности Кг- Коэффициент подачи

).-V.,X,. (154)

Подача. Теоретическая объемная подача поршневого комп­рессора простого действия

От

nDt

S

п "60"

где D— диаметр поршня; 5—ход поршня; п— частота враще­ния (в об/мин).

Действительная подача

(156)

где К— коэффициент подачи, определяемый согласно выраже­нию (145).

Весовая подача

(157)

где yi —удельный вес всасываемого газа.

КПД компрессора. В процессе работы компрессора вся рабо­та расходуется не только на нагнетание газа As, но и на преодо­ление сопротивления, вызванного наличием трения Лт. Таким образом, действительная работа

Лд^Д.+А-

Если потери на трение отсутствуют, то Лт="0 является иде­альным при работе компрессора без охлаждения. Причем чем лучше работает компрессор, тем ближе значение Лд к Лад.

Допустим, что кривая 1-2 в р— ^-диаграмме—адиабата (рис. 122). В действительности часть работы затрачивается на преодоление трения. Эта излишняя рабо- ц та на р— У-диаграмме соответствует до­полнительной площади 1-2-2' (заштри­хованная область). Отношение ЛадМд называется адиабатным КПД. Адиабат­ный КПД

г г

...,^-Гт"-""!

Р\ аа

^ац———— ==——————

^А

V

(158)

°бычно ^aA=0,7—0,9. Рис- 122. Теоретическая Аналогичные рассуждения можно Диаграмма работы порш-

"Ровести для случая изотеомного ежа- """^ «"""Р^⁰?¹¹ "Р" тчо t-лучая и^отермнщи 1,ж4 адиабатном и изотерм-

^lия> т. е. когда отмечается полный отвод нот сжатии

теплоты от нагретого газа. Допустим, что кривая 1-2 в р — у-( грамме является изотермной. Если всю теплоту не удается <j сти, то процесс из изотермного превращается в политроп< В этом случае дополнительная работа, затрачиваемая в кома соре, определится площадью 1-2-2'. КПД, получаемый из с нения с идеальным изотермным циклом, называется изотерм КПД. Изотермный КПД

-^л" А„

PfVi In

£1 р\

А.

Обычно •пиз= 0,65— 0,75.

Мощность. Если числитель и знаменатель в выраже^ (148) и (149) умножить на весовую подачу, то мы приход» понятию мощности. Действительно, Лад и Лиз—это соотвй венно удельная адиабатная и изотермная работы, т. е. раб-совершаемая над единицей веса газа (в Дж/Н). Умножая уд| ную работу на весовую подачу (в Н/с), получаем мощнс j[b Вт). Таким образом

N

ад-

Выражение

называется индикаторной мощностью, так как Лд равняется щади индикаторной диаграммы.

Действительно, потребляемая мощность компрессора мощность на валу Na больше индикаторной мощности Л/инд,'. обусловлено механическими потерями, которые возникают B.j зультате трения в подшипниках и других трущихся подвиг^ элементах компрессора.

Механический КПД компрессора

^инд_-^ ~^^мex•

Обычно т)мэх= 0,85— 0,90. Большие значения •Пмезс соответ ют компрессорам, развивающим большую подачу. Согласно выражениям (131)—(135) имеем

^яз^^-' w mv.' ^ад^^-аг^-инд'

Таким образом, общий КПД компрессора

''^^мех- Многоступенчатое сжатие. В компрессорах процесс сжа| происходит в течение очень короткого промежутка времен»

большинстве случаев его можно считать адиабатным. Осно­вываясь на этом допущении, оценим повышение температуры газа, сжимаемого адиабатически. Для этого воспользуемся урав­нением состояния

pV==RT

ц уравнением адиабаты

/?V*=const.

Пусть при давлении pi газ имеет температуру Т\. Определим температуру газа Га, если его подвергнуть сжатию до давле­ния р2. Имеем

Р2 Р\

М/А

(166)

(167)

Используя уравнение состояния, можно получить yi ^ ri ps Vi Тч pi

(168)

Решая совместно выражения (167) и (168), получаем

_Г2__/Р2\ (*-!)/»

Tt~[pi)

(169)

Пусть в компрессоре сжимается воздух, всасываемый из ат­мосферы (pi=10⁵ Па) при fi=20°C до р2=4-10⁵ Па. Известно, что для воздуха показатель адиабаты А==1,41. Тогда, восполь­зовавшись выражением (169), имеем

Г,= Т, (^) ^^З^- 2Q) f-Ц⁰'²⁶⁶=433,6.

\ Р\ Л \ 1 / Таким образом,

^=Г2-?73=160,6.

Так как компрессорные смазочные масла легко воспламеня­ются, то большая степень сжатия является опасной. Поэтому во избежание чрезмерного нагрева воздуха в компрессоре процесс сжатия разбивают на ряд ступе-ией. При этом в первой ступени сжимают газ от pi до рч, во вто­рой—от pz до рз и т. п. Между отдельными ступенями устраива­ют холодильники, в которых про- _,„,,

исходит понижение темпеоатупы ^рис- ¹²³- ^{установка} холодильных лидит понижение температуры ^ между ступенями компрес-

"оздуха при перетекании его из сора:

ОДНОЙ СТупеНИ В Другую (рИС. 123). /-/// - ступени компрессора

Рис. 124. Диаграмма многоступенча­того сжатия в поршневом компрессо-

Рис. 125. Схема индикатора

Многоступенчатое сжатие с промежуточным охлажде между ступенями «приближает» рабочий процесс к изотер! му. Рассмотрим процесс трехступенчатого сжатия газа с пЙ жуточным охлаждением (рис. 124). Если компрессор сжйЦ газ от давления р\ до давления p^ в одной ступени, то диаг ма такого адиабатного сжатия характеризуется кривой 1-4- Пусть в первой ступени газ сжимается по адиабате от pi;

(кривая /— 2). При охлаждении газа в холодильнике темя тура его уменьшается, точка 2 переместится на исходную;;! терму (точка 2'}. Сжатие газа во второй ступени происходи! адиабате 2'-3 от pi до рг. В холодильнике между второй и тд ей ступенями газ охлаждается до начальной температуры;! ния 3-3') и выталкивается в третью ступень, где происходите логичное адиабатное сжатие от рз до р\ (линия 3'—4'). ""Щ грамма такого трехступенчатого сжатия определится фиги ограниченной линиями 1-2-2'-3-3'-4'-4-1. Сравнивая диаграД одноступенчатого и трехступенчатого сжатия, можно отме что уменьшение работы сжатия в последнем случае харак зуется заштрихованной площадью.

Таким образом, многоступенчатое повышение давления;

ется менее энергоемким.

Достижение в одном цилиндре высоких давлений по эксплуатационных неудобств приводит и к низким изотерм| КПД компрессора. 2

Ниже приведена зависимость заданной степени СЖ1(e==p2/pi от числа ступеней.

Число ступеней:

1..

2..

4..

5..

6 и более

1—6 6—30 30—100 100—150 150

В многоступенчатых компрессорах при одинаковой работе каждой ступени изотермическая мощность

A^f^iG.ln-^Z. \ Р\ 1

(170)

Мощность на валу

N„ (171)

Если работа каждой ступени многоступенчатого компрессо­ра неодинакова, то мощность компрессора равна сумме мощ­ностей отдельных ступеней.

Действительная индикаторная диаграмма. Для анализа ре­ального рабочего процесса, происходящего в компрессоре, ис­пользуют индикаторные диаграммы, получаемые при помощи специального прибора—индикатора (рис. 125). Индикатор со­стоит из цилиндра 3, пружины 4, штифта 5, направляющих 6, штока 7 и рычага 8.

Перемещение поршня в цилиндре индикатора пропорцио­нально давлению газа в цилиндре / компрессора. При переме­щении ленты диаграммы в направляющих 6 под действием ры­чага 8 и штока 7, связанных с поршнем 2 компрессора, обеспе­чивается взаимосвязь между давлением и объемом в цилиндре компрессора и вычерчивается замкнутая кривая (см. рис. 120), характеризующая ход рабочего процесса в компрессоре. Эту кривую называют действительной индикаторной диаграммой. С помощью этой кривой можно определить подачу, потребля­емую мощность и неисправности компрессора.

Для определения потребляемой мощности посредством пла­ниметра измеряют площадь индикаторной диаграммы. Разделив площадь на длину диаграммы, вычисляют среднее индикатор­ное давление компрессора.

Для выполнения указанных расчетов необходимо знать пе­ремещение штифта при изменении давления на одну единицу измерения. Эти данные, а также данные о максимальном дав­лении, на котором может работать пружина, приведены в пас­порте прибора.

Схемы поршневых компрессоров. Выбор схемы компрессора зависит от назначения компрессора, условий эксплуатации, по-Дачи, рабочего давления, числа ступеней и распределения дав­ления между ними. От схемы компрессора в значительной сте­пени зависят размеры, масса и динамическая уравновешенность машины.

Схема компрессора характеризуется следующими параметра-^ми: числом ступеней, кратностью подачи, расположением ци­линдров, конструкцией механизма движения (рис. 126).

Число ступеней:

1..

2..

4..

5..

6 и более

1—6 6—30 30—100 100—150 150

Ряс. 126. Схема поршневых компрессоров:

а—одноцилиндровый двойного действия; б — двухступенчатый дифференциал двухцилиндровый трехступенчатый; г — двухцилиндровый одноступенчатый; д • лиидровый двухступенчатый Г-образный; е— двухцилиндровый двухступенчатые вой; ж — двухцилиндровый двухступенчатый оппозитный; з — однорядный двухп ровый двухступенчатый; ———————— — движение газа при прямом ходе

— — — — движение газа при обратном ходе поршня; /—/// — номера ступеней

По характеру расположения осей цилиндров компр< подразделяют на три основные группы: вертикальные, горя тальные и угловые.

В вертикальных компрессорах смазочный материал, пающий в цилиндр, равномерно распределяется по рабочей верхности, а попадающие вместе с ним или газом твер| частицы оседают не на цилиндрической, а на торцовой повер| сти поршня, которая не соприкасается с внутренней повер| стью цилиндра. Поэтому вертикальные компрессоры меньшй нашиваются и имеют лучшую герметичность уплотнений. Ц

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся ма<? вертикальных компрессорах на фундамент действуют вертик| но, что повышает устойчивость компрессоров и позволяе пользовать фундаменты меньшей массы. Отмеченные прей» ства позволяют выполнять вертикальные компрессоры быстроходными.

Горизонтальные компрессоры лишены преимуществ ве кальных машин. Однако они более просты в обслуживании!

Наиболее совершенными с точки зрения динамической устой­чивости являются угловые компрессоры. Эти компрессоры вы­полняют высокооборотными, их фундаменты имеют большую массу.

Перечисленные особенности поршневых компрессоров предо­пределяют области их применения. Вертикальная схема наибо­лее целесообразна для высокооборотных компрессоров с малым числом ступеней. Горизонтальная схема используется в основ­ном для относительно тихоходных стационарных компрессоров большой подачи. Угловая схема обычно применяется для перед­вижных компрессорных установок.

По числу рядов цилиндров компрессоры подразделяют на однорядные и многорядные. Число рядов цилиндров в компрес­соре обусловлено расположением осей цилиндров, а число сте­пеней — подачей и рабочим давлением компрессора.

Основное преимущество однорядных компрессоров заключа­ется в их простой конструкции.

Многоступенчатые горизонтальные компрессоры обычно вы­полняют по однорядной или двухрядной схеме, а компрессоры, имеющие более пяти ступеней,— по двухрядной схеме.

К наиболее прогрессивным схемам относятся горизонтальные компрессоры с оппозитным (взаимнопротивоположным) распо­ложением цилиндров относительно вала в двух или более рядах (рис. 127).

Совокупность узлов кривошипно-шатунного механизма пор­шневого компрессора называют его базой. Оппозитное испол­нение баз характеризуется расположением шатунов и ползунов по обе стороны коленчатого вала.

В комплект узлов, повторяющихся в ряде компрессоров, вхо­дят станина с коренными подшипниками и направляющими пол­зуна, коленчатый вал, шатуны, ползуны, узлы смазочной систе­мы кривошипно-шатунного механизма.

Рис. 127. Схемы баз компрессоров:

в ^н - ~ оппозитных W-образных с движением поршней соответственно взаимно проти-""сложным и однонаправленным; в — оппозитного Н-образного

Основные узлы и детали поршневых компрессоров

Для присоединения рабочей полости цилиндра к вне системам трубопроводов и разобщения с ними установлены циальные запорные органы, управляющие процессами всаа ния и нагнетания. Наибольшее распространение получили^ модействующие клапаны (рис. 128). Клапаны открыва» когда усилие, создаваемое давление рц превышает сошк ление, обусловленное давлением р и затягом пружины.

При соответствующем снижении давления рц клапан эая вается. Перемещение закрывающих органов в самодействук клапанах осуществляется потоком газа под действием раза давлений в рабочей полости и патрубках.

На рис. 129 изображен самодействующий клапан с зак вающим органом 7 в форме плоского диска. Клапан устанет в гнезде крышки цилиндра 4. Седло 5 клапана выполнеий виде чаши, в днище которой имеется отверстие, предназиаий ное для прохода газа во время открытия клапана. ОграйЙч тель 6 служит для ограничения подъема закрывающего орг| и движения последнего между седлом и ограничителем по ством выступов Б. Ограничитель имеет гнездо для устав клапанной пружины 1.

В ограничителе подъема предусмотрены отверстия В, ' которые проходит газ во время открытия клапана. В цс пружинного гнезда расположено отверстие Г для прохожу! газа в пружинном гнезде для обеспечения движения закрыв щего органа при открытии клапана. В нижней части седлЯуЦ верхней части ограничителя подъема имеются полые двД которые предназначены для центровки клапана и укладка-Я лотняющих колец 3. Клапан закрепляют посредством нажнЫвтулки 2.;

Когда в рабочей камере цилиндра давление газа рц неой ко больше давления газа рг в нагнетательном патрубке, за»

вающий орган поднимается на высо ^J * Клапан открывается, и газ из цил1 wwwttt 'цм/MWf вытекает через отверстие А в сед;

образовавшейся кольцевой щели м седлом и закрывающим органом и отверстия В поступает в нагнетательВ патрубок.

Клапаны с плоскими дисками при няются как нагнетательные и как вс< вающие. ' ^<

Рис. 128. Схема самодей- Аналогично описанным работ| ствующего клапана: клапаны с тарелками, имеющими Г

/-седло; 2-закрывающий ЧёСКуЮ (рИС. 130) И СферИЧССКуЮ

^Яа"⁰^⁸"™™''⁴" 131) формы. Первые по сравнению

рис. 129. Самодействующий клапан с плоским диском

нее рассмотренными типами из-за улучшенной формы проточ­ной части обладают меньшим сопротивлением при прохождении газа. Клапаны со сферическими дисками отличаются лучшей обтекаемостью и большим «мертвым» объемом. В этих клапа­нах отсутствуют специальные устройства для направления за­крывающих органов.

На рис. 132 представлен клапан с закрывающими органами в форме кольцевых пластин. Такие клапаны могут быть одно­проходными и многопроходными. Число проходов для потока газа в каналы В определяется числом кольцевых отверстий А в седле клапана, следовательно, и числом кольцевых пластин, выполняющих функции закрывающих органов. Для предотвра­щения радиальных сдвигов кольцевых пластин во время их пе­ремещения предназначены выступы Б на ограничителе подъ­ема.

Рис. 130. Клапаны с коническими дисками:

"—нагнетательный; б—всасывающий; /—седло; 2 — ограничитель; 3 — закрывающий "рган; 4 — пружина; Од — диаметр сверления; Р — угол конуса

Описанные клапаны, как правя используются в компрессорах низког среднего давления.

Конструкция клапанов для средни высоких давлений представлена на р| 133. Седло клапана./ представляет '(Ё бой цилиндрическое тело, в котором иц ются четыре ряда отверстий и два nai трапециевидного сечения. На наклоне»! плоскости пазов опираются закрыли щие органы — пластины 2. После yff новки пластин 2 в пазы вставляют ei циальные ограничители 5, каждый которых имеет сквозное отверстие д

Рис. 131. Клапан со сфе- цилиндрической оси 4. На оси наДО рическим диском; специальные пружины 8, усики котов!

/ — седло; 2 — ограничитель - • ' •• Ид

подъема; з - закрывающий прижимают закрывающие органы к nf орган; 4— пружина лонным плоскостям седла клайа

Ограничители 5 в сборе с осями 4 и И жинами 3 устанавливают в пазы и закрепляют в них винтай) с потайными головками.

При открытии клапанов закрывающие органы поворач ются вокруг своей нижней грани и располагаются своими п костями на плоскости ограничителей 5. Если клапан устано! отверстиями а в сторону рабочей полости цилиндра компре ра, то он работает как нагнетательный. Если клапан уста! лен наоборот, то он работает как всасывающий.

Рассматриваемый тип клапана имеет малые газодинамй ские сопротивления. Малые упругие деформации закрывакЯ органов обусловливают высокую надежность клапана.

Уплотнения поршней и штоков. Между поршнем и цилй ром компрессора, а также между штоком и соответствую:

Рис. 132. Клапан с кольцевыми плас­тинами:

/ — седло; 2 — ограничитель; 3 — кольце­вая пластина; 4— цилиндрическая пружи­на: 5— кольцевая пружина; в—стяжной болт

Рис. 133. Прямоточный ⁱ! клапан для средних и '" высоких давлений

Рис. 134. Схема уплотнения поршня рис. 135. Поршневое кольцо кольцами:

/ — цилиндр; 2 — рабочая полость; 3 — поршень; 4 — поршневое кольцо; 5 — порш-яевая канавка

отверстием в крышке должен быть зазор, который необходим для свободного движения поршней и штоков при температур­ных деформациях сопрягаемых элементов. Наличие таких за­зоров создает возможность для вытекания газа из рабочей по­лости. Без обеспечения высокой герметичности в рабочей поло­сти процесс сжатия газа осуществить невозможно.

Обычно применяют следующие типы уплотнений; кольцевое;

сальниковое; специальные для поршня (лабиринтные, дроссель­ные, манжетные и гидравлические).

Кольцевое уплотнение—наиболее распространенный тип уплотнения поршня. Сальниковое уплотнение применяется для уплотнения штоков, а в некоторых случаях для поршней-плун­жеров.

Схема кольцевого уплотнения приведена на рис. 134, а порш­невое кольцо—на рис. 135. Поршневые кольца обычно имеют прорезь (замок). В свободном состоянии наружный диаметр кольца больше внутреннего диаметра цилиндра. Надетое на поршень кольцо вводится в поршневую канавку, где под дейст­вие