Поршневые компрессоры поршневые силы

Угловые базы воздуш ных и газовых компрессоров нормализованы по основному параметру — максимальной поршневой силе (табл. 1.4). [c.17]

При унификации баз в качестве основного параметра принимается сила давления газа (поршневая сила) одного ряда компрессора. Другими параметрами баз в зависимости от поршневой силы являются скорость вращения вала и ход поршня, производными параметрами — средняя скорость поршня и максимальная мощность, приходящаяся на один ряд. [c.193]

У компрессоров, выполненных по несимметричным схемам с неодинаковым числом ступеней, обращенных в противоположные стороны ряда, нет равенства поршневых сил. Иногда, чтобы уравнять поршневые силы, перераспределяют отношения давлений между ступенями, несколько увеличивая 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 мертвые пространства в ступенях со стороны меньшей поршневой силы, что влечет за собой увеличение диаметров цилиндров. Оба способа уравнивания связаны с некоторой потерей энергии. [c.77]

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- [c.126]

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 бескрейцкопфных компрессоров — соединение тронкового поршня с шатуном. Механизм движения таких машин получится относительно утяжеленным и механический к. п. д. пониженным. [c.664]

В многорядном компрессоре поршневые силы рядов должны быть, по возможности, равны. Тогда кривошипные механизмы одинаково нагружены и машина имеет наименьший вес. Если компрессор не имеет промежуточных отборов газа, то для равенства поршневых сил в рядах в каждом из них должно быть одинаковое число ступеней. Это желательно также для уменьшения длины машины. [c.119]

В многорядном компрессоре поршневые силы по рядам должны быть по возможности равными. Если компрессор не имеет промежуточных отборов газа, то для равенства поршневых сил по рядам нужно, чтобы в каждом из рядов было равное число ступеней. При этом и длина рядов получается одинаковой. Следовательно, для многорядного выполнения желательно, чтобы число ступеней было кратным числу рядов. Если это условие не может быть соблюдено, то возможно одно из трех решений [c.114]

Всю длину диаграмма поршневых сил разбивают на равное число ча- -д стей (например, 24 или 36). Из точки О проводят соответствующее число лучей через равные углы. Считывая значения газовой силы, соответствующие последовательным углам поворота, вала, переносят эти значения на диаграмму поршневых сил (рис. 5.12). На эту же диаграмму наносят силы инерции и силы трения. Работа трения возвратно-поступательно движущихся частей составляет 60—70 % от общей работы трения. Силу трения полагают постоянной и меняющей знак в мертвых точках. Величину силы трения в данном ряду компрессора можно найти из соотношения [c.125]

Рабочий процесс в ГТД. Как и в поршневом двигателе, в ГТД для повышения эффективности рабочего процесса воздух или топливо-воздушную смесь до начала горения необходимо подвергать сжатию. Однако если в поршневом двигателе в силу периодичности рабочего процесса все циклы образования рабочего тела, в том числе и сжатие, протекают в цилиндре, то в ГТД это оказывается неприемлемым. Поэтому ГТД кроме газовой турбины имеет компрессор, который давление забираемого из атмосферы воздуха повышает в 5, 10, 20 и более раз, и камеру сгорания, где воздух, поступающий от компрессора, нагревается за счет сгорания топлива. [c.160]

Так как в поршневых компрессорах на щип подшипника действует переменная по величине нагрузка, то строится с учетом максимально допустимого режима работы компрессора векторная диаграмма сил, действующих на шейку щипа (вала), в зависимости от угла поворота коленчатого вала. Эта диаграмма может служить для определения максимального и среднего давления, а также оптимального положения сверлений для подвода масла к подшипнику. [c.103]

В зависимости от конструкции механизма движения разработаны нормализованные базы компрессоров. Основными параметрами, характеризующими базу, являются максимальная поршневая сила, ход порш ня и частота вращения вала. [c.14]

Так, марка компрессора 305 ВП—16/70 (рис. 1.5) обозначает, что это компрессор третьей модификации, со смазкой цилиндров и сальников, на угловой базе 5П (поршневой силой 5 тс), воздушный, производительностью 16 м /мин, давлением нагнетания 70 кгс/см . [c.17]

Наравне с тепловыми расчетами компрессоров большое место занимает их динамический расчет, с помощью которого определяют значения и направления сил, действующих на рассчитываемые детали. При этом учитывают, что компрессор может работать в различных режимах наибольшей разности давлений, когда детали кривошипно-шатунного механизма и поршневой группы нагружены максимальными силами от разности давлений, действующих на поршень наибольшей мощности компрессора, когда силы от разности давлений, действующих на поршень, достигают [c.377]

В случае постоянной частоты вращения вала По рост хода поршня 5 линейно увеличивает объем, описываемый поршнем, и оставляет постоянным значение поршневой силы. При этом производительность компрессора возрастает. Средняя скорость поршня Сп увеличивается пропорционально ходу поршня 5, что, в свою очередь, вызывает [c.74]

В случае постоянного недохода поршня до крышки цилиндра увеличение 5 и Vh вызывает снижение относительного мертвого пространства а и увеличение объемного коэффициента Хо, снижение относительных значений утечек и перетечек. Увеличение S при постоянном D не вызывает роста поршневой силы и утяжеления механизма движения, однако индикаторная и подводимая к валу компрессора мощность увеличивается по мере роста производительности. [c.75]

Роль крейцкопфа в бескрейцкопфных компрессорах выполняет сам поршень, через него на стенки цилиндра передается нормальная составляющая поршневой силы. Последнее ведет к повышенному износу поршня и цилиндра и росту утечек газа через поршневое уплотнение, которые поступают в картер. При сжатии токсичных и взрывоопасных газов необходимо принимать специальные меры (делать картер герметичным с уплотненным выводом вала) для предотвращения попадания газа в машинный зал. В бескрейцкопфных компрессорах для смазки цилиндров и механизма движения используют компрессорные масла, обладающие достаточной вязкостью при высокой температуре стенок рабочей камеры, но излишне вязкие для механизма движения, что ведет к дополнительным затратам работы на механическое трение. [c.107]

Наиболее простой механизм движения имеют однорядные компрессоры, тем не менее они встречаются сравнительно редко, ввиду преимуществ многорядного исполнения, которое позволяет добиться более гладкой диаграммы противодействующего момента, уменьшить поршневые силы, сократить число ступеней в ряду. При распределении ступеней между рядами и внутри одного ряда стремятся к уравниванию поршневых сил, улучшению уплотнений, облегчению монтажа и демонтажа ряда и сокращению размеров компрессора. При выборе расположения цилиндров следует учитывать вопросы размещения межступенчатых коммуникаций. [c.110]

СИЛЫ ИНЕРЦИИ В ПОРШНЕВОМ КОМПРЕССОРЕ И ИХ УРАВНОВЕШИВАНИЕ [c.114]

Многорядная — с размещением в каждом ряду отдельного цилиндра или ступени сжатия. Такой подход приводит к усложнению конструкции и увеличению металлоемкости станины по мере увеличения производительности компрессора и числа ступеней сжатия, но одновременно с этим достигаются снижение масс элементов механизма движения, движущихся возвратно-поступательно, что позволяет создавать высокооборотные компрессоры с минимальными номинальной нагрузкой базы и уровнем вибраций, вследствие высокой уравновешенности внешних сил высокая жесткость станины за счет создания внутренних перегородок, расположенных вдоль действия осевых усилий противоположных рядов упрощение обвязки компрессора, простота сборки, демонтажа, транспортировки при высоком уровне ремонтопригодности возможность максимального использования поверхностей цилиндров для размещения клапанов и их унификации. При создании новых поршневых компрессоров применяют оба подхода, т. е, используют многорядные схемы с индивидуальным и комбинированным расположением цилиндров по рядам. Аналогичный подход наблюдается и при конструировании картеров компрессоров на У- и Ш-образных и индивидуальных базах. [c.149]

Отметим, что амплитудное значение силы /,ц отличается от амплитудного значения силы 7,i множителем Я,. Учитывая, что в поршневых компрессорах Я = 1/3,54-1/5,5, приходим к выводу, что максимальное значение сил инерции второго порядка в 1/Л. раз меньше максимального значения силы инерции первого порядка. [c.115]

Наличие в поршневом компрессоре ускоренно движущихся масс /п и гПг приводит к появлению сил инерции, которые передаются фундаменту к вызывают вибрации фундамента и компрессора. Уменьшение вибраций может быть достигнуто двумя способами 1) сооружением массивных фундаментов (что удорожает установку) 2) уравновешиванием сил инерции. [c.115]

Линию расширения можно построить по уравнению (5.7), если заменить в нем индекс 1 на индекс 3. В случае, если в ряду компрессора имеется не одна, а несколько рабочих полостей, то следует построить расчетные индикаторные диаграммы для каждой полости. Затем приступить к построению диаграммы поршневых сил, откладывая по оС н ординат усилия вдоль ряда Я, а по оси абсцисс — угол поворота ф = <о/. Длина диаграммы соответствует полному обороту вала, ее левая половина представляет изменение поршневых сил при ходе поршня к валу, а правая — при обратном ходе. На диаграмму поршневых сил переносят развернутые индикаторные диаграммы. [c.124]

Обш,им параметром всего семейства компрессоров, постоянным по величине для любого из выполненных вариантов, является номинальная нагрузка базы, т. е. номинальная поршневая сила. [c.136]

Коренные подшипники служат для восприятия нагрузок от переменных поршневых сил. Подшипники, на которые опирается коленчатый вал, называются коренными. В соединениях шатуна с коленчатым валом и пальцем крейцкопфа или поршня устанавливаются подшипники, называемые шатунными. Для многоколейных валов, как правило, применяют подшипники скольжения, воспринимающие большие по величине нагрузки. В отличие от подшипников скольжения со статической нагрузкой, подшипники поршневых компрессоров воспринимают переменную во времени по величине и направлению нагрузку, в результате чего ось шейки вала в процессе работы описывает замкнутую циклическую кривую. [c.151]

Верхняя головка шатунов в большинстве случаев выполняется неразъемной и служит для соединения шатуна с поршнем или крейцкопфом. Для снижения механического трения в условиях высоких радиальных нагрузок в верхнюю головку шатуна запрессовывается бронзовая втулка. На рабочей поверхности втулки выполняют продольные или винтовые канавки, обеспечивающие распределение смазочного масла по всей поверхности поршневого пальца. Если сила, воспринимаемая шатуном, не изменяет своего направления за цикл, то доступ масла к нагруженной стороне шатунных подшипников затруднен, что приводит к увеличению износа трущихся элементов. Во избежание этого в верхней головке шатуна в ряде случаев применяют игольчатые подшипники. В конструкциях У-образных и вертикальных компрессоров применяют шатуны, у которых верхняя головка выполнена в виде вилки. Вильчатый шатун более сложен в изготовлении, но в сочетании с соответствующим ему крейцкопфом открытого типа позволяет приблизить шток к пальцу крейцкопфа и уменьшить осевые размеры компрессора. К недостаткам вильчатых шатунов следует отнести повышенную массу верхней головки и возможность деформации, что приводит к нарушению работы подшипникового узла в верхней головке шатуна. При выполнении нескольких ступеней компрессора в одном ряду с дифференциальным поршнем в целях компенсации технологических неточностей верхняя головка шатуна может иметь сферическую форму (рис. 6.21). В нижней головке в этом случае предусматривают дополнительный разъем, позволяющий регулировать мертвое пространство в смежных ступенях за счет изменения толщины специальной регулировочной пластины, установленной между стержнем шатуна и нижней головкой. Центровка разъемной головки со стержнем шатуна осуществляется с помощью центрирующих выступа и выточки. [c.164]

Для поршневых компрессоров максимальная сила N невелика, поэтому получаемая по формуле (91) величина Лпип очень завышена. [c.84]

Штоки являются промежуточными звеньями между крейцкопфом (ползуном) и поршнем. Поверхности штоков, работающие в сальниках, упрочняются в основном поверхностной закалкой, азотированием н цементацией. Большинство штоков поршневых компрессоров в силу конструкции имеет значительные длины (до 3000—5000 мм), при огносительно малых диаметрах (до 80—200 мм). Указанные соотношения длин и диаметров создают технологические трудности термического и химико-термического упрочнения штоков. При термообработке штоки часто деформируются и выправление их кривизны не всегда возможно. Искривление оси штока пли его радиальное биение должно быть не более 0,07 мм на 1. ч. [c.146]

Ю схеме фиг. IV. 32, б. Второе выполнение, обеспечивающее более высокий механический к. п. д., применяют в компрессорах большой мощности, несмотря на получающуюся при этом значительную длину машины. Цилиндры двигателя располагают между рамой и цилиндрами компрессора. Такая по ледовательность удобна для передачи движения к распределительным органам паровой машины. Вследствие расположения поршней паровой машины и ко.мпрессора на общем штоке механизм движения на большей части хода воспринимает только разность поршневых сил паровой [c.129]

В случаях компрессоров с уплотнением порнн1Я фибровыми манжетами величину средней скорости поршня ограничивают 1 м сек из условия стойкости манжет, и число оборотов определяют по допустимой средней скорости поршня и величине хода S, выбранной но поршневой силе. [c.193]

В обозначениях машин первая цифра—число цилиндров буква М—многорядвая база число рядом с ней—поршневая сила (в ряду т), на которую рассчитана база числитель дроби—производительность компрессора при всасывании (в м>/мин), знаменатель—давление всасывания и нагнетания (в кгс/см ).. [c.118]

Действительный процесс сжатия в цилиндре компрессора существенно отличается от теоретического. Прел<де всего в конце нагие-т ПИЯ не весь газ выталкивается в нагнетательный трубопровод, ЧсСть его остается между клапанами и крайним положением поршня . В поршневых компрессорах между крайним положением порш-Н5 и крышкой цилиндра всегда устанавливается определенный з зор. Сжатый газ, оставшийся после нагнетания в цилиндре, занимает объем, называемый вредным пространством Уо (рис. 124). Прп обратном ходе поршня газ, заключенный во вредном нростран-стве, расширяется по линии 2—1 и отдает почти всю энергию, которая была затрачена на его сжатие. Таким образом, наличие вредного пространства пе влияет на расход энергии. Кроме того, сжатый газ, находящийся во вредном пространстве, смягчает действие инерцио1П1ых сил поршня вблизи крайнего его положения. [c.214]

Вторая задача состоит в изучении режима движения механизмов прн известных массах их звеньев под действием заданных внешних сил. Сюда относятся вопросы определения энергозатрат и анализ их распределения в элементах системы, в частности нахождение общего и частных коэффициентов полезного действия, регулирование движения машины, например, расчет маховика (актуальная задача для щековых дробилок, поршневых компрессоров и насосов). К задачам динамики относится также определение истинного закона движения машинного агрегата или его отдельных элементов под действием прилол<енных сил, в частности с учетом упругости звеньев, а также задача о соударении звеньев. [c.42]

Чем меньше поршневые силы, действующие в компрессоре, тем логче и компактнее механизм приводной асти, тем выше механический к.п.д. [c.37]

У современных компрессоров длина шатуна I = (4-т-5) г, где г — радиус кривошипа. В ряде случаев, когда шатун сочленяется с тронковым или дифференциальным поршнем малого диаметра, из условия проворачивания механизма движения идут на увеличение длины шатуна др I — (64-7) г. С уменьшением значений I сокращается размер компрессора вдоль оси цилиндров, но одновременно увеличивается нормальная сила на башмак крейцкопфа или боковую поверхность поршня. Выбирая конструкцию и материал шатуна следует учитывать важность снижения его массы в сочетании с достижением необходимых прочности и жесткости, а также обеспечения допустимых удельных давлений в подшипниковых узлах верхней и нижней головок. Удельные давления, допускаемые в верхней головке шатуна, равны 15-=-20 МПа, а в нижней — от II МПа (при толстостенных вкладышах) и до 15 МПа (при тонкостенных вкладышах). Зная максимальную поршневую силу, действующую в ряду, и допустимые удельные давления с учетом прочности стержня, выбираем серийный шатун (табл. 6.9). При изготовлении специальных компрессоров можно предусматривать конструкцию шатуна индивидуального изготовления. Непараллельность осей вкладыша и втулки в шатуне допускается не более 0,02 мм на длине в 100 мм перекос осей расточек в верхней и нижней головках не должен превышать 0,05 мм на длине 100 мм должна быть обеспечена предельно возможная перпендикулярность опорных поверхностей под головку и гайку шатунных болтов к оси отверстий под болты. Для шатунов с косым разъемом нижней головки Ifpи изготовлении оговариваются допустимое смещение оси отверстия нижней головки относительно средней плоскости теоретического профиля шлицев (не более 0,5 мм) и обеспечение контакта по всей длине всех шлицев крышки и шатуна шириной не ыенее 1 мм. Для до- [c.167]

Для многоступенчатого компрессора с цилиндрами двухстороннего действия при одиншсоицх отношениях давлетй по ступе-, ням и идеальном газе поршневые силы у всех ступеней равны, так как дяя всех ступеней р , [c.37]

Как правило, перед реконструкцией установок рекомендуется выполнить ряд мероприятий, повышаюш.нх культуру и технический уровень эксплуатации. Основные из них следующие 1) обеспечение установки сырьем проектного состава 2) обеспечение необходимого времени отстоя сырья 3) перевод поршневых компрессоров на работу без смазки цилиндров 4) замена сальниковых уплотнений сырьевых теплообменников на силь-фоны 5) замена сальниковых уплотнений насосов на торцевые. [c.222]

Двухрядная — с осевым расположением в каждом ряду цилиндров различных ступеней и приводом от одного кривошипа. В этом случае конструкция станины получается наиболее простой, с минимальными металлоемкостью и затратами на изготовление. Однако при этом возрастают масса возвратно-поступательно движущихся частей, суммарные поршневые силы рядов, что ведет в конечном итоге к увеличению номинальной поршневой силы базы и к ограничению частоты вращения коленчатого вала. Кроме того, усложняется обвязка газового и водяного трактов компрессора, монтаж основных узлов, повышаются технологические требования при обработке деталей цилиндропоршневых узлов и возникают дополнительные трудности при унификации отдельных элементов ступеней. [c.149]

В качестве примера на рис. 6.15 показан литой коленчатый вал двухрядной оппозитной базы с номинальной поршневой силой 40 кН. Вал имеет два колена, смещенные друг относительно друга на 180 . Он отливается из высокопрочного чугуна марки ВЧ60-2 с перлитной структурой. Перед заливкой в форму вставляются металлические трубки, служащие для подвода смазки к шатунным шейкам от коренных подшипников. Противовесы отливаются заодно с коленчатым валом. Вал устанавливается в корпусе компрессора на двух подшипниках скольжения. Для фиксации вала в осевом направлении коренная шейка со стороны двигателя выполняется длиной /], равной длине подшипника. [c.159]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология