Устройство и работа поршневых пусковых компрессоров.

ЛЕКЦИЯ №13. Поршневые пусковые компрессоры. Устройство и работа поршневых пусковых компрессоров; индикаторные диаграммы поршневых компрессоров; коэффициенты подачи компрессора.

Устройство и работа поршневых пусковых компрессоров.

На рис. 13.1 представлена принципиальная схема одноступенчатого поршневого компрессора. Поршень движется в цилиндре возвратно-поступательно от верхней мёртвой точки ВМТ до нижней НМТ и обратно. При ходе поршня вниз объем цилиндра, освобождаемый ходом поршня, увеличивается, и давление в цилиндре становится ниже, чем давление в приёмной полости. Под действием перепада давлений всасывающий клапан открывается, воздух поступает в цилиндр. На ходе поршня от ВМТ до НМТ происходит всасывание воздуха. При движении поршня от НМТ до ВМТ происходит уменьшение объёма цилиндра, давление возрастает. После того, как давление в цилиндре станет больше, чем давление в нагнетательной полости, нагнетательный клапан под действием перепада давлений откроется, а воздух будет вытесняться из цилиндра в нагнетательную полость. На ходе поршня от НМТ до ВМТ происходит сжатие воздуха и его вытеснение воздуха из цилиндра в полость нагнетания. Клапаны в воздушных компрессорах обычно выполняются самодействующими. Они открываются, когда давление перед клапаном становится выше, чем давление за ним, и закрываются при обратном перепаде давлений.

Рис. 13.1 Принципиальная схема одноступенчатого поршневого компрессора:

1– поршень; 2 – цилиндр; 3 – всасывающая полость; 4 – всасывающий клапан; 5 – нагнетательная полость;
6 – нагнетательный клапан; V_h – объём, освобождаемый поршнем при ходе от ВМТ до НМТ;
V_м – мёртвый объём; V_ц – полный объём цилиндра

При движении поршня от ВМТ до НМТ освобождается объём цилиндра, равный V_h и происходит процесс всасывания. При положении поршня в ВМТ над ним остаётся небольшой объём (пространство)V_м, который называют мёртвым или вредным. Мертвое пространство находится главным образом в углублениях перед клапанами и в каналах к ним, а также в небольших зазорах между поршнем и крышкой и между головкой поршня над верхним поршневым кольцом и цилиндром. Сумма объёма V_h и V_м составляет полный объём цилиндра V_ц.

Если давление в нагнетательной полости растёт, то растёт и давление в мёртвом объёме V_м. При положении поршня в ВМТ оно близко к давлению в нагнетательной полости. При ходе поршня вниз объём воздуха в мёртвом объёме будет расширяться, а давление падать. Но если давление в мёртвом объёме увеличено по сравнению с давлением во всасывающей полости, то падение давления в цилиндре до давления во всасывающем патрубке произойдёт уже не вблизи ВМТ, а ниже, на пути движения поршня к НМТ. И чем более высоким будет давление в нагнетательной полости и, соответственно, в мёртвом объёме, тем ниже должен опуститься поршень к НМТ, чтобы обеспечить открытие всасывающего клапана и всасывание воздуха в цилиндр. При определённом давлении нагнетания для любого одноступенчатого компрессора неизбежно наступит такое состояние, при котором он полностью прекратит всасывать воздух, а значит, и прекратит его нагнетать. До прекращения подачи производительность компрессора по мере роста давления нагнетания будет непрерывно снижаться из-за влияния мёртвого пространства. В принципе, давление нагнетания для такого компрессора не должно превышать определённого предела, чтобы производительность компрессора оставалась приемлемой. Обычно при проектировании компрессора исходят из того, что если при отсутствии влияния мёртвого пространства за каждый двойной ход поршня компрессор смог бы подавать объём, равный V_h, то с учётом такого влияния разумно было бы обеспечить подачу компрессора не менее, чем 0,7 от V_h. В противном случае следует ожидать нерационального увеличения размеров компрессора. Обычно такому условию отвечают значения П_к в ступени, равные 4…8. Более высокие значения П_к встречаются в конструкциях специального назначения. Следует также иметь в виду, что рост П_к ограничен рядом других причин, о которых будет сказано далее.

Так, рост давления нагнетания сопровождается ростом температуры конца сжатия, которая при определённых значениях П_к достигает значений, способных обеспечить воспламенение паров масла в цилиндре или воспламенение углеродистых отложений в нагнетательной полости.

Кроме того, с ростом давления нагнетания возрастает усилие на поршень и, соответственно, на подшипники коленчатого вала (в большинстве поршневых компрессоров кинематическая схема движения – кривошипно-шатунный механизм, как у ДВС).

Добавим также, что сжатие до высоких П_к в одной ступени обеспечивает неэффективный с точки зрения термодинамики рабочий цикл компрессора, аналогом которому будет идеальный политропный цикл. Более выгодным следует считать цикл изотермический, к которому можно приблизиться, если одноступенчатое сжатие заменить многоступенчатым с промежуточным охлаждением (этот вопрос рассматривался в лекциях по газовой динамике и агрегатам наддува).

Итак, при одноступенчатом сжатии невозможно обеспечить достаточно высокие П_к в компрессорах по четырём рассмотренным выше причинам. Для обеспечения высоких П_к следует переходить к многоступенчатому сжатию и многоступенчатым компрессорам.

Принципиальная схема двухступенчатого компрессора представлена на рис.13.2. В ней воздух после сжатия в первой ступени поступает в промежуточную полость между ступенями, где проходит через промежуточный охладитель воздуха (ПОВ), а затем поступает в цилиндр второй ступени сжатия. Из этого цилиндра он поступает на нагнетание компрессора обычно также через ПОВ. На рисунке показаны различные давления, которые устанавливаются в процессе работы вдоль по воздушному тракту компрессора. При давлении окружающей среды р_о, в приёмном ресивере компрессора устанавливается несколько меньшее давление р_по из-за сопротивления фильтра. В конце сжатия в цилиндре первой ступени давление соответствует максимальному давлению нагнетания первой ступени р_н1.Это давление несколько выше давления в промежуточной полости между первой и второй ступенью р_п1.Из этой же полости происходит всасывание во вторую ступень при давлении р_вс2, которое близко к р_п1. При более точном учёте изменения давлений следует иметь в виду, что р_вс2 будет несколько ниже р_п1 из-за потерь давления на всасывании. Давление в промежуточной полости р_п1 будет средним между р_н1 и р_вс2,при этом приближённо его можно считать постоянным, хотя перед охладителем давление воздуха будет выше, чем за ним. Аналогично будут распределяются давления и за второй ступенью. Указанные особенности важны для понимания рассматриваемой далее расчётной методики и для правильной оценки экспериментальных данных, получаемых при лабораторных испытаниях компрессоров.

Из рассматриваемых особенностей двухступенчатого компрессора важно выделить три.

1. Объём цилиндра второй ступени намного меньше, чем в первой ступени, что объясняется сжимаемостью воздуха и соответственно уменьшением объёмного расхода воздуха за первой ступени при сохранении массового расхода.

2. Между ступенями располагаются промежуточные охладители воздуха.

3. Работа цилиндров первой и последующих ступеней при фиксированных размерах цилиндров должна быть строго определена и синхронизирована, поскольку размеры связаны с производительностью, а она – с размерами цилиндров и частотой совершения циклов в каждой ступени.

Рис.13.2. Принципиальная схема двухступенчатого компрессора

Обычно поршни цилиндров различных ступеней приводятся в действие от одного коленчатого вала. При этом возможны различные кинематические схемы движения, допускаются разные значения ходов поршней для разных ступеней, различные способы действия в разных ступенях, различные схемы поршней в различных ступенях и разные числа цилиндров для каждой ступени.

На предыдущих рисунках показаны схемы с самыми простыми видами поршней и цилиндров – это так называемые простые поршни с цилиндрами одинарного действия. По таким схемам можно выполнить компрессор с вертикальным рядным расположением поршней, с использованием центрального несмещённого кривошипно-шатунного механизма, и это будет простая, надёжная, но некомпактная система. При необходимости экономить место и массы переходят к оппозитному расположению цилиндров, к V-образным, W-образным, звездообразным схемам, и т.п. В то же время в таких схемах могут использоваться простые поршни и цилиндры одинарного действия, а могут применяться и дифференциальные поршни и цилиндры двойного действия, что делает конструкции сложнее, но компактнее. На рис. 13.3. показана схема двухступенчатого компрессора с дифференциальным поршнем в цилиндрах одинарного действия.

Здесь поршень компрессора выполнен ступенчатым из двух цилиндрических элементов. Поршень второй ступени является как бы надстройкой поршня первой ступени, и оба поршня являются одним целым. Этот дифференциальный поршень движется кривошипно-шатунным механизмом, при этом работают две полости. Нижняя, кольцевая, выполняет роль цилиндра первой ступени, а верхняя – цилиндра второй ступени. Работа ступеней такого компрессора проходит так же, как это рассматривалось для более простой схемы. То, что здесь поршни обеих ступеней одновременно движутся к ВМТ и НМТ, принципиально не имеет значения при установившейся работе. Компрессор с такой схемой занимает сравнительно малую площадь пола, что важно для машинных установок судов и иных транспортных средств со сравнительно высокими и узкими машинными отделениями. Недостатком схемы является повышенная инерционная нагрузка в кривошипно-шатунном механизме из-за увеличенной массы поршня. Кроме того, подобные поршни имеют большую длину вдоль оси вращения, а это создаёт технологические проблемы точности сочленения такого поршня с верхней головкой шатуна. Даже при небольших отклонениях от перпендикулярности осей пальца и поршня концевые элементы длинного поршня получают большие отклонения. В связи с этим часто применяются шаровые сочленения поршня и верхней головки шатуна, а также сочленение отдельных элементов дифференциальных поршней на шаровых шарнирах.

Двухступенчатый компрессор с дифференциальным поршнем может быть выполнен и по иной схеме, принципиальный вид которой показан на рис. 13.4. Здесь первая ступень располагается в верхней части цилиндра, а вторая – в кольцевом пространстве, объём которого существенно меньше объема первой ступени. Оба рассмотренных компрессора с дифференциальными поршнями имеют свои преимущества и недостатки, в результате чего используются обе схемы. В частности, у компрессора последней схемы меньше максимальное усилие при ходе поршня вверх, но усилие вдоль шатуна при ходе поршня вниз существенно выше, чем у компрессора первой схемы.

Рис. 13.3. Схема двухступенчатого компрессора с дифференциальным
поршнем в цилиндрах одинарного действия (первый вариант)

Рис. 13.4. Схема двухступенчатого компрессора с дифференциальным
поршнем в цилиндрах одинарного действия (второй вариант)

Кроме ступеней простого действия возможно применение ступеней двойного действия, по схеме двойного действия можно выполнить первые, вторые, третьи и т.д. ступени. Такая схема уменьшает диаметр соответствующей ступени, поэтому чаще всего по схемам двойного действия выполняют первые и реже последующие ступени. В компрессорах с дифференциальными поршнями ступени двойного действия низкого давления могут сочетаться со ступенями высокого давления простого действия. Пример подобной схемы приведен на рис. 13.5.

Рис. 13.5 Двухступенчатый компрессор с дифференциальным
поршнем и первой ступенью двойного действия

На основе дифференциальных схем могут создаваться компрессоры, в которых с помощью одного дифференциального поршня может быть организовано сжатие до 5…6 ступеней включительно. На рис. 13.6 показана схема компрессора с тремя ступенями сжатия при одном дифференциальном поршне.

При создании компрессоров с большим числом ступеней для транспортных установок число ступеней сжатия, связанных с одним поршнем, обычно ограничивают тремя. Четырёхступенчатые компрессоры в этом случае могут выполняться по схеме, где комбинируются последовательные и параллельные соединения полостей различных цилиндров. Пример подобной сложной схемы представлен на рис. 13.7. В ней работа первой и второй ступени обеспечивается параллельным соединением одинаковых по объёму полостей двух поршней. Соответственно число цилиндров первой и второй ступени равно двум. Третья и четвёртая ступени имеют по одному цилиндру. Эти цилиндры соединены последовательно.

Рис. 13.6 Трёхступенчатый компрессор с дифференциальным
поршнем и однократным действием всех ступеней

Рис.13.7. Принципиальная схема четырёхступенчатого компрессора, образованного
комбинацией последовательного и параллельного соединения рабочих полостей различных цилиндров

Конструктивное исполнение трёхступенчатого компрессора с одним дифференциальным поршнем и простым действием всех ступеней представлено на рис. 13.8. В этом компрессоре соединение шатуна и поршня выполнено с помощью шарового сочленения, что отличает данный кривошипно-шатунный механизм от аналогов, используемых в обычных ДВС. Причина использования такого конструктивного решения рассматривалась выше.

На рис. 13.9. представлен поперечный разрез четырёхступенчатого компрессора с двумя дифференциальными поршнями и сложной комбинацией соединения рабочих полостей, образованных при каждом поршне. Схема соединений рабочих полостей в этом компрессоре соответствует рис.13.7. В этом компрессоре верхние части дифференциальных поршней соединены с нижними частями с помощью шарнирных соединений. Причина такого, достаточно необычного исполнения, также рассматривалась ранее. Кривошипно-шатунный механизм этого компрессора имеет V-образное исполнение, подобное исполнению быстроходных поршневых двигателей. Такое исполнение повышает компактность конструкции.

Вообще конструктивные схемы компрессорных машин весьма разнообразны. Они зависят от того, в какой энергетической установке применяется компрессор и соответственно какие требования могут предъявляться к его ресурсу, компактности, надёжности и стоимости. На рис. 13.10 показаны применяемые схемы судовых компрессоров.

Рис.13.8. Продольный разрез компрессора К2-150:

1 – предохранительный клапан цилиндра III ступени; 2 – цилиндр III ступени; 3 – поршень I, II, III ступеней;
4 – уплотнительные кольца поршня цилиндра II ступени; 5–цилиндр I, II ступеней; 6, 12 – крышки картера;
7 – картер; 8 – водяной шестерённый насос; 9 – водило; 10 – рамовый роликовый подшипник; 11 – коленчатый вал; 13 – холодильник; 14– уплотнительные кольца цилиндра I ступени; 15 – уплотнительные кольца поршня цилиндра III ступени; 16 – крышка цилиндра III ступени; 17 – предохранительный клапан цилиндра II ступени

Поршневые воздушные компрессоры по своему устройству очень близки к поршневым двигателям. Наибольшие отличия связаны с уже рассмотренными особенностями конструкции поршней, а также с системой воздухораспределения (для двигателей газораспределения). Существуют компрессоры с управляемыми и самодействующими клапанами. В большинстве компрессорных машин клапаны самодействующие, срабатывающие под действием перепада давлений до и после клапана. На рис. 13.11…13.16 показаны различные виды клапанов, наиболее часто применяемых в транспортных энергетических установках. Такие клапаны представляют собой отдельную автономную цилиндрическую или дискообразную деталь, закрепляемую в цилиндре компрессора с помощью прижимных устройств различного вида. На рис. 13.17 показаны различные варианты установки самодействующих клапанов в цилиндрах компрессоров.