Эксплуатация компрессоров

Регулирование предусматривает поддержание постоянного давления на выкиде. Производится так: а) при паровом приводе – изменением числа оборотов привода; б) при электроприводе – перепуском газа из выкидного во всасывающий трубопровод; в) регулированием величины мёртвого пространства; г) дросселированием на всасывании.

Смазывают рабочие цилиндры для уменьшения трения поршневых колец о стенки цилиндра. Недостаток смазки может привести к задирам, нагреву цилиндров, избыток – к нагарам и засорению клапанов.

Смазка производится с помощью лубрикаторов – плунжерных насосов с числом плунжеров, соответствующих количеству точек смазки.

Давление в масляной системе регулируется редукционным клапаном.

Пуск компрессора производится после проведения следующих операций: а) пуска охлаждающей воды в рубашки цилиндров; б) проверки наличия масла в лубрикаторах и ручной прокачки маслосистемы; в) продувка системы маслоотделения ; г) закрытие задвижки на выкиде, открытия – на холостой выкид; д) предупреждён обслуживающий персонал.

После пуска проверить работу всех узлов и открыть (постепенно) задвижку на выкиде, закрыв на холостом выкиде.

Остановка компрессора производится так: а) переводится компрессор на работу на холостой выкид и закрывается нагнетательная линия; б) останавливается компрессор; в) закрывается вода, а в зимнее время спускается вода из цилиндров.

Характерные неисправности компрессоров:

а) падение давления масла в системе – неисправность манометра, разрыв маслопровода, неисправность маслянного насоса; б) перегрев цилиндров – накопление нагара, недостаток смазки; в) повышение температуры газа, выходящего из цилиндров – недостаточный расход воды, поступающей на охлаждение, высокая температура воды, образование накипи в рубашках; г) повышение давления на нагнетании низшей ступени – неисправность нагнетательных клапанов и утечка газа из высоконапорной линии в низко – напорную; д) стук в компрессоре – ослабление креплений, излишняя смазка, сработка подшипников, износ опоры крейцкопфа; внезапный стук вызывается просачиванием охлаждающей воды в цилиндр; е) стук в клапанах – ослабление или поломка пружины.

Расчёт прочности отдельных узлов и деталей

Коленчатый вал

Расчёт ведут по схеме, изображённой на рисунке 68, на шейку действует сила Р_ш , которая раскладывается на Р и Т.

Рисунок 68- Расчётная схема коленчатого вала

Коренная шейка вала изгибается силами реакций Т/2 и Р/2, создающими на плече суммарный изгибающий момент М_u , который вызывает напряжение s_и . Кроме того, шейка скручивается моментом М_кр и моментом Т, вызывающим напряжение .

Суммарное напряжение в коренной шейке: s_н² + 4t_к²

s = , (28)

Шатунная шейка изгибается в двух взаимно – перпендикулярных направлениях моментами сил Т/2 и Р/2 с плечом l/2, вызывающим суммарное напряжение изгиба s_u.

Кроме того, на неё действует крутящий момент М_кр с моментом от силы Т/2 на плече Z, создающим напряжение кручения t_к .

Суммарное напряжение определяют по формуле.

Известно, что напряжение от изгибающего момента равно:

s_u = М_u / W_u £ [s_доп], (29)

где М_u – момент сопротивления изгибу, W_u = 0.1 d³.

Напряжение от крутящего момента:

t_к = М_к / W_к £ [s_доп], (30)

где W_к – момент сопротивления кручению, для круга W_к = 0,2 d³.

Щека колена изгибается силой Р/2 на плече (а + h / 2), вызывающей напряжение s_u , и воспринимает М_кр, вызывающий по всей высоте щеки постоянное напряжение изгиба s_u^¢ . Кроме того, изгибается моментом силы Т/2, вызывающим s_u^² . Щека дополнительно сжимается силой Р/2, создающей напряжение сжатия s_сж , и скручивается силой Т/2 на плече (а + h / 2). Последняя создаёт максимальное напряжение t_к^¢ на середине широкой стороны щеки и t_к^² - на узкой.

Наибольшее сложное напряжение на середине широкой стороны:

(31)

На середине узкой стороны напряжение составит:

(32)

Допустимое напряжение в вале не должно превышать 100 МПа.

Шатун

Расчёт ведётся по наименьшему сечению стержня - ¦_min .

s_р = Р_ш / ¦_min , (33)

где s_р – допустимое напряжение на растяжение, н/м²;

Р_ш – максимальная растягивающая сила, н.

Критические напряжения от изгиба определяются:

а) для углеродистой стали по формуле:

s_кр = (3350 – 6,2 L/i) , (34)

б) для легированной стали:

s_кр = (4700 – 24L/i) , (35)

где L – длина шатуна между центрами головок, см;

i – радиус инерции сечения шатуна, см.

гдеJ – наименьший момент инерции, см⁴;

¦ - площадь сечения, см².

Критическая сила, ломающая шатун, равна

Р_кр = s_крצ , (36)

Степень надёжности шатуна определяется из соотношения:

e = Р_кр / Р_ш^¢_max , (37)

где Р_ш^¢_max – максимальная сила, сжимающая шатун, кг.

Для компрессоров двойного действия e = 5 – 7.

Крейцкопф

Крейцкопф компрессора передаёт усилия от шатуна к штоку и воспринимает нормальную составляющую N усилия, действующего на оси шатуна.

Рисунок 69- Расчётная схема крейцкопфа.

N = P×tg y, (38)

где P – усилие, действующее по штоку компрессора, н;

y - угол между осями шатуна и цилиндра, градус.

Удельное давление на опорные поверхности башмаков не должно превышать 0,6 МПа.

Палец крейцкопфа

Рассчитывается на изгиб нагрузкой, равномерно распределённой по всей длине втулки шатуна, как балка с защемлёнными в крейцкопфе концами.

Расчётная сила - Р_{ш. max} , действующая по шатуну.

Допустимое напряжение изгиба не более 120 МПа, удельное давление на палец 12 МПа.

Поршневые кольца

Рассчитываются на изгиб в рабочем состоянии и при надевании кольца на поршень, и проверяют удельное давление кольца на стенку цилиндра.

Рисунки 70-Расчетная схема поршневого кольца

В рабочем состоянии:

s_u = ¦×E / 2.34×S(Д/S – 1)² , (39)

где ¦ - разность зазоров в замке кольца в свободном и сжатом состоянии, м;

Е – модуль упругости. Для качественного чугуна Е = 0,3×10⁵ МПа;

Д – диаметр цилиндра, м;

S – толщина кольца, м.

При надевании кольца:

s_u^¢ = Е / 2,5 (Д – S / 2S)² , (40)

Допускается s_u £ 150 МПа;

s_u^¢ £ 250 МПа.

Удельное давление

(¦/S)Е / 7,08 Д/S(Д/S – 1) , (41)

Для цилиндров среднего давления – Р = 0,05 – 0,07 МПа.

Для цилиндров высокого давления – Р = 0,07 – 0,15 МПа.

Для поршневых компрессоров:

S = (1/20 ¸ 1/35)Д

¦ = (3 ¸ 4) S

Материал для колец СЧ-28-48.

Цилиндры

Цилиндр с запрессованной втулкой рассчитывают в такой последовательности.

Рисунок 71-Расчетная схема цилиндра

Задаются максимальным натягом i (мм) и определяют удельное давление втулки на корпус цилиндра:

Р_I = i / Д_вн (1/С_а / Е_а – С_в/ Е_в) , (42)

где Д_вн – внутренний диаметр корпуса цилиндра, м;

Е_а, Е_в – модули упругости материалов корпуса и втулки, МПа;

С_а , С_в – коэффициенты определяемые по формулам.

С_а = (Д_н / Д_вн)² + 1 /(Д_н / Д_вн)² – 1 + 1 / m_a , (43)

С_в = (Д_вн /Д_н )² + 1 /(Д_вн /Д_н)² – 1 - 1 / m_в .

где Д – внутренний диаметр втулки, м;

1 / m_a, 1 / m_в – коэффициенты Пуассона для материалов корпуса;

Д_н – наружный диаметр корпуса цилиндра.

Напряжение в корпусе цилиндра составляет:

s = Р_рез (Д_н / Д_вн)² + 1 /(Д_н / Д_вн)² – 1, (44)

s_доп £ 120 МПа.

Материал для цилиндров СЧ-21-40, для втулок цилиндров – СЧ-32-52.

Клапаны

В основу расчёта клапанов положена теория, разработанная Доллежалем.

Расчёт сводится к определению проходного сечения в седле клапана, проходного сечения в щели клапана при полном его открытии, предварительной затяжки пружины Р, конструктивных размеров и упругости пружины и конструктивных размеров деталей клапана, а также потерь в клапане. Формулы эти эмпирические и большие.

Ранее мы, рассматривая устройство клапана, указывали, что основной его частью являются пластины, выполняемые в виде плоских полос. Пластины подпружиниваются. Размеры пружин во избежание резонансных колебаний должны соответствовать условию:

¦_с / ¦_в ³ b, (45)

где ¦_с - число собственных колебаний пружины в с;

¦_в – число вынужденных колебаний, с.

¦_в = n₀ / 60 ,

где n₀ – частота вращения вала компрессора, мин^-1;

b - коэффициент запаса на резонанс, b ³ 10.

Допускаемые удельные давления для седел клапанов чугунных 8 МПа стальных – 50 МПа.

Для изготовления пластин применяют сталь 30ХГСА с термообработкой и закалкой до твёрдости НR_c 50.