Компрессоры поршневые, расчет

При проектировании поршневых двигателей, паровых машин или двигателей внутреннего сгорания и поршневых компрессоров термодинамическими расчетами определяют диаметр поршня и ход [c.162]

Компрессоры осевые, расчет 324, 325 поршневые, расчет 316, 318 [c.736]

Настоящая работа является опытом приложения к компрессорам методов расчета процессов наполнения и выпуска, разработанных в области двигателей внутреннего сгорания [7] и поршневых расширительных машин [23]. Отсутствие кинематической связи между подъемом самодействующего клапана и ходом поршня приводит к необходимости оперировать с дифференциальными уравнениями высоких порядков, которые могут быть приведены к линейным. [c.3]

При расчете турбины свободного турбокомпрессора исходными данными является равенство чисел оборотов колес компрессора и турбины, расходов воздуха через компрессор и двигатель, количеств выпускных газов, выходящих из двигателя и поступающих в турбину, а также равенство работы выпускных газов в турбине и работы, затрачиваемой для сжатия воздуха в компрессоре. При расчете турбины, механически связанной с коленчатым валом, в качестве предпосылок служат однозначная (жесткая) связь между числами оборотов ротора турбины и вала поршневой части и равенство расходов ее выпускных газов и турбины. [c.195]

Если силовой расчет выполняется для кривошипно-ползунного механизма поршневой машины (насоса, компрессора, детандера, две и т. п.), то сила Fi является силой давления рабочего тела (жидкости, газа), находящегося внутри цилиндра Ц, на его крышку К (рис. 5.11, б). Если кривошипно-ползунный механизм есть главный механизм пресса или станка, то силой fi,, является то воздействие, которое обрабатываемое изделие оказывает на стол пресса или станка. [c.196]

Регулирование угловой скорости звена механизма с целью ее стабилизации в пределах заданного коэффициента неравномерности б при периодическом (циклическом) изменении приведенного момента сил полезных сопротивлений Мп. с или момента движущих сил Мдв. Например, в механизмах с ведущим кривошипом (поршневые насосы, компрессоры, прессы и др.) уменьшение амплитуды колебаний угловой скорости кривошипа достигается закреплением на валу кривошипа маховика — колеса с большим моментом инерции. В приборах такие механизмы имеют весьма ограниченное применение. Расчет маховика рассматривается в (3. [c.95]

Рассмотренные в предыдущем параграфе примеры исследования установившегося периодически неравномерного движения машин и методы расчета маховиков основывались на уравнении движения машины, взятого в форме закона изменения кинетической энергии. Успешное применение этого закона обусловливалось исключительно тем, что действующие силы предполагались либо постоянными (например, момент полезного сопротивления на валу поршневого двигателя или движущий момент на главном валу поршневого компрессора), либо изменяющимися, в зависимости от положения звеньев [c.250]

До сих пор при исследовании термодинамических процессов в поршневых компрессорах обычно ограничивались замером средних давлений и температур газа в полости всасывания и нагнетания, производительности, потребляемой мощности и снятием индикаторных диаграмм в цилиндрах компрессора. Теория и расчет компрессоров основывались на обработке и анализе данных этих испытаний. [c.309]

При расчете поршневых компрессоров влияние на производительность компрессора мертвого пространства учитывается объемным коэффициентом, который имеет фактически значительно большую величину, чем получается по существующим методикам расчета. Для расчета объемного коэффициента необходимо пользоваться следующими уравиеииями [2П [c.309]

Неточно учитывается влияние подогрева всасываемого газа на производительность компрессора. Рекомендуемые уравнения для вычисления коэффициента подогрева Xf не учитывают многих факторов, влияющих на его величину (схемы машины, системы охлаждения, числа оборотов, перетечек газа, размеров ступеней и т. п.). Запись мгновенных температур в цилиндрах поршневых компрессоров с помощью практически безынерционного термометра сопротивления позволила получить действительные коэффициенты подогрева, величина которых значительно меньше принимаемых при расчетах в настоящее время [22]. [c.310]

П и р у м о в И. Б. К вопросу о приближенном расчете на прочность пластин полосовых клапанов поршневых компрессоров. Энергомашиностроение. Ученые записки аспирантов и соискателей. ЛПИ, 1964. [c.324]

Анисимов С. А. Экспериментальная проверка формул для расчета протечек газа через поршневые кольца компрессора. Сб. Энергомашиностроение . Труды ЛПИ № 177, 1955. [c.219]

Рассмотрим дополнительно действительный процесс нагнетания при использовании поршневого компрессора. Реальные потери при работе поршневого компрессора определим путем введения коэффициентов и увеличивающих техническую работу наполнения I на потери от трения и мертвого пространства. Как показывают расчеты, потери работы, вызванные наличием мертвого пространства, зависят от степени повышения давления а =- Р/Рд и с достаточной точностью определяются зависимостью [c.173]

Во втором разделе в большинстве случаев также приводятся простейшие расчетные формулы и таблицы. Помимо упрощенных приемов, в ряде параграфов изложены более подробные, уточненные методы. Однако п при этом основное внимание уделено выявлению физических основ задачи, простоте и удобству расчета. В этом разделе приведен не только расчет деталей, обычно рассматриваемых в курсах и справочниках по деталям машин, ио также и деталей поршневых двигателей, осевых компрессоров, газовых турбин и др. Ряд расчетов приведен в форме, удобной для накопления статистических данных по напряженности деталей. Для особо ответственных деталей расчет должен быть уточнен в соответствии с рекомендациями и методами, излагаемыми в специальной литературе. [c.3]

Одноступенчатый поршневой компрессор всасывает 360 м /ч воздуха при давлении ОД МПа и температуре 17°С и,, сжимает его до 0,7 МПа. Определить теоретическую мощность привода компрессора и температуру воздуха в конце сжатия. Расчет произвести для изотермического адиабатного и политропного сжатия с показателем политропы 1,25. [c.112]

Определить предельное значение давления, до которого можно сжимать воздух в одноступенчатом поршневом компрессоре с вредным объемом, если давление начала сжатия 0,1 МПа. Показатель политропы расширения воздуха, остающегося во вредном объеме, принять равным 1,2. Расчет произвести для вредного объема 3 5 и 10%. [c.113]

Определить объемный коэффициент одноступенчатого поршневого компрессора, работающего со степенью повышения давления, равной 10, и с показателем политропы расширения 1,3. Расчеты произвести для коэффициента вредного объема 5 10 15 /о- [c.113]

Диаграмма 8—Т применяется при тепловых расчетах поршневых и реактивных двигателей, при расчете поршневых и осевых компрессоров, центробежных нагнетателей и др. Расчеты по диаграмме 5—Т обладают двумя преимуществами перед аналитическим расчетом 1) простотой определения искомых величин (параметров, теплот, термических КПД циклов и т. д.) 2) результаты расчета по ней точнее отражают действительные процессы, чем [c.164]

Когда поршень достигает в. м. т., то во избежание удара между его днищем и крышкой должен быть предусмотрен зазор. Величина этого зазора выбирается с таким расчетом, чтобы он не исчезал со временем по мере нагревания и удлинения шатуна и поршня, обжатия прокладки между крышкой и цилиндром, по мере износа подшипников коленчатого вала, шатуна и втулок поршневого пальца и т. д. Газ остается также в выемках крышки цилиндра, где размещены всасывающие и нагнетательные клапаны, в выемках деталей клапанов, в зазорах между головкой поршня и стенкой цилиндра. Таким образом набирается значительная величина объема, называемого вредным пространством или мертвым объемом , или мертвым пространством . В существующих компрессорах мертвый объем составляет 3—10% от рабочего объема цилиндра, описываемого поршнем. И он действительно приносит существенный вред работе компрессора. Поэтому конструкторы стремятся сократить величину вредного объема свести к нулю его невозможно. [c.57]

Пример 1. Выполнить проверочный расчет стальной втулочной муфты со штифтом (рис. 13,1,6), служащей для соединения вала электродвигателя и вала поршневого компрессора. Диаметр вала электродвигателя = 42 мм вращающий момент на валу электродвигателя Г= 105 Н м диаметр штифта d = 12 мм материал втулки сталь 45 допускаемые напряжения среза для штифта [хер] = 90 МПа. [c.233]

С помощью тех же методов рассматривается задача об изменении давления во времени в двух сообщающихся резервуарах, которая сводится к решению более сложного нелинейного дифференциального уравнения. Эта задача целиком применима к расчету нагнетания из компрессора в ресивер замкнутого объема. Она применяется также при расчетах выпуска из компрессорной полости свободно-поршневых генераторов газа. [c.16]

Объединение ряда безразмерных и размерных физических и геометрических величин в безразмерном комплексе придает ему значение важнейшей геометрической характеристики компрессора и условий его работы. До сих пор в поршневых компрессорах принято оценивать характеристику проходных сечений отношением наибольшего проходного сечения через клапаны к площади поршня. Комплекс Е и выражает это отношение. Другой характеристикой, также широко применяющейся в расчетах компрессоров, является так называемая скорость протекания газа через клапаны, которая иногда называется условной скоростью, или скоростью, вытекающей из уравнения неразрывности. Неправомерность этого понятия о скорости ясна из следующего приращение количества газа в цилиндре = = [c.34]

Изложены методы расчета на прочность различных соединений н передач, пружин, валов, подшипников, деталей поршневых двигателей, турбомашин, компрессоров, методы расчета контактных иапряжеиий, расчета деталей на усталость, термопрочность, устойчивость приведены сведения по определению напряжений и деформаций в элементах конструкций, по оценкам надежности, технической диагностике и автоматизированному проектированию. [c.2]

Нетрудно показать, что выведенные нами выше формулы для расчета поршневого компрессора применимы и для центробежного компрессора. Чтобы убедиться в этом, рассмотрим устройство и принцип действия одноступенчатого центробеж1юго компрессора, изображенного на рис. 1.59. Он состоит из вала 1, на котором укреплен диск 2, снабженный рабочими лопатками. При вращении диска с большой скоростью газ, поступающий через входной патрубок (на рис. 1.59 слева) в каналы диска, под действием центробежных сил на периферии диска достигает большой скорости, с которой и входит [c.86]

Звукоизолирующий капот (см. рис. 7.9) был ирименен для ослабления шума поршневого компрессора. Вместе с глушителем шума всасывания он позволил снизить общий уровень шума на расстоянии 0,5 м от компрессора со 110 до 65 дБ. На рис. 7.11 представлена экснеримептальпо измеренная эффективность звукоизоляции капота (кривая Т). Она показывает, насколько снизились уровни воздушного шума в помещении при применении капота. Здесь же ириведсна теоретическая эффективность капота (кривая 2). Заметное отличие теории от эксперимента на низких и высоких частотах объясняется тем, что в расчете не были учтены излучение трубопроводов, проникновение звука через вентиляционные отверстия и ряд других факторов. [c.224]

Конструкции и методы расчета поршневых компрессоров, способы их регулирования, обору-дован(1е компрессорных станций и правила их эксплуатации достаточно подробно изложены в [18]. [c.457]

Из приведенных выше данных видно, что расчет потребного расхода масла для поршневых компрессоров носит ориентировочный характер и TpeGiyeT корректировки путем экспериментальной проверки. [c.747]

В справочнике иЗv oжeны методы расчета на прочнссть различных соединений и передач, пружин, валов, подшипников, деталей поршневых двигателей, турбомашин и компрессоров приведены сведения по определению напряжений и деформаций в элементах конструкций. Третье издание справочника второе изд. 1966 г.) переработано и дополнено расчетами на прочность винтовых и цепных передач, расчетами контактных напряжений, расчетами деталей на выносливость, малоцикловую усталость, термопрочность, сведениями по автоматизированному проектированию. [c.2]

Пример проектного расчета размерных цепей методом пробных расчетов. На рис. 7.13 показана шатунно-поршневая группа базового компрессора АУ-200. С целью обеспечения долговечности работы компрессора на основании исследований [63] необходимо, чтобы суммарное влияние отклонений составляющих звеньев вызывало перекос поршня в цилиндре данного компрессора, не превышающий 0,066 ммпаЮОмм длины. Произведем соответствую-ющий расчет. [c.320]

Расчеты показывают, что при 1000 целесообразно применять турбокомпрессоры, а при П < 1000 более экономичны поршневые компрессоры. Однако в данном сравнении не учитываются условия теплообмена в выпарном аппарате. Если же учесть то, что при применении поршневого компрессора сжимаемый пар загрязняется маслом и при дальнейшем использовании его в качестве греющей среды масло оседает на поверхностях нагрева, чем значительно снижает интенсивность теплообмена, то станет понятным почти полный отказ от применения поршневых компрессоро , в качестве тепловых насосов для теплообменных аппаратов. По-244 [c.244]

Выбор того или иного типа муфты зависит от целого ряда факторов назначения, конструкции, условий работы, взаимного расположения в пространстве соединяемых валов. Для правильного выбора муфты с учетом характера работы машины расчет деталей муфты надо производить не по номинальному моменту Т, а по расчетному Тр Т = КТ, где Т — номинальный вращающий момент, Г = 9550 Р/п Н-м, К — коэффициент,динамичности или релсима работы, К=1. .. 1,5 для машин с небольшими разгоняемыми-массами и при спокойной нагрузке /С=1,5. .. 2 для машин со средними массами и при переменной нагрузке (поршневые компрессоры, строгальные станки) /С=2,5. .. 3 для машин с большими массами и ударными нагрузками (молоты, прокатные станы). [c.123]

Изложены методы расчета на проч1юсть различных соединедий и передач, пружин, валов, подшипников, деталей поршневых двигателей, турбомашин и компрессоров. Приведены сведения по определению напряжений и деформаций в элементах конструкций. [c.50]

Чтобы подчеркнуть единство расчета процессов наполнения и выпуска газа в компрессоре, двигателе внутреннего сгорания и поршневой расширительной машине, величинам, характеризующим процессы наполнения, присвоен индекс я—наполнение, а величинам, характеризующим процессы выпуска, — индекс в — вьпуск Безразмерная фаза наполнения обозначена русской буквой Я, а выпуска — русской буквой В. [c.3]

Из краткого рассмотрения задач о наполнении и выпуске газа следует, что процессы нап0лне1ния и вы,пуска газа в поршневых компрессорах являются частным случаем применения закона сохранения энергии к поршневым двигателям, или машинам-орудиям. Поэтому к решению нелинейных дифференциальных уравнений [7], [22], с -помощью которых эти процессы рассчитываются, применимы те же методы, которые разработаны в расчетах рабочих процессов двигателей внутреннего сгорания и поршневых расширительных машин. [c.16]

Отличие компрессора от поршневых двигателей заключается главным образом в применении самодействующих клапанов для доступа газа во внутреннюю полость компрессора при наполнении и для выпуска сжатого газа из внутренней полости в нагнетательный трубопровод, в то время как в двигателях внутреннего сгорания и поршневых двигателях газораспределительные органы связаны кинематически с вращением вала мри-вошипного механизма. Это накладывает свой отпечаток на характер протекания процессов наполнения и выпуска в компрессорах и приводит к ряду дополнительных трудностей при расчете этих процессов. П01ЭТ0му способам преодоления этих трудностей, и посвящено главным образом дальнейшее изложение настоящей работы. [c.16]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...