Способ работы поршневого двухступенчатого компрессора и устройство для его осуществления

Изобретение относится к области поршневых машин и может использоваться при создании компрессоров, к которым предъявляются требования высокой компактности и надежности при сжатии газов до высоких давлений.

Широко известен способ работы поршневого двухступенчатого компрессора, заключающийся во всасывании газа при движении поршня в цилиндре первой ступени, его сжатии и нагнетании в цилиндр второй ступени во время увеличения ее объема с последующим сжатием газа в этом объеме и его нагнетании потребителю, (см., например, книгу «Поршневые компрессоры» информационного бюллетеня «Компрессоры и пневматика», автор Д. Краснов, ООО «Аиргрупп», www. fiak.ru, стр. 9, рис. 3, а также АС СССР № 1555525, F 04 B 25/00, 1990 г. «Многоступенчатый компрессор», АС СССР № 1332071, F 04 B 25/00, 1987 г. «Буферная емкость поршневого двухступенчатого компрессора», патент РФ № 121013. 2012 г. «Компрессор поршневой двухступенчатый двухрядный с прямоугольным расположением цилиндров», патент РФ № 138522, 2014 г. «Компрессор поршневой w-образный двухступенчатый», патент РФ № 138732, 2013 г. «Компрессор поршневой оппозитный четырехрядный двухступенчатый», патент Евразийского патентного ведомства № 0144623, F 04 B 25/00, 2010 г. «Многоступенчатый компрессор», книгу Михайлов А.К., Ворошилов В.П. Компрессорные машины. – М.: Энергоатомиздат, 1989. – 288 с., с. 202, рис. 7.1, книгу Френкель М.И.. Поршневые компрессоры, - Л.: Машиностроение, 1969, стр. 487, рис. IX.16, книгу Фотин Б.С., Пирумов И.Б., Прилуцкий И.К., Пластинин П.И. Поршневые компрессоры. – Л.: Машиностроение, 1987. – 372 с., рис. 12.2) и др.

Недостатком данного способа является ограничение общего коэффициента повышения давления ε, равного отношению давления нагнетания второй ступени к давлению всасывания первой ступени.

Это ограничение связано с несколькими факторами:

1. Термодинамика процессов сжатия.

При сжатии газа повышается не только его давление, но и температура, что при высоких ε (более 8-10 в одной ступени) даже при хорошем охлаждении деталей цилиндропоршневой группы отрицательно влияет на ресурс работы газораспределительных органов и величину КПД, а также вызывает опасность вспышки паров смазывающих масел.

2. Работа уплотнений цилиндропоршневой группы.

Повышение перепада давления на поршне приводит к увеличению сил трения в кольцевых уплотнениях, которые чаще всего применяются в поршневых машинах, что вызывает большие потери работы на привод компрессора и снижению его КПД. Кроме того, растут утечки сжимаемого газа, пропорциональные разности квадратов давления на уплотнении, а увеличение количества колец для их снижения усложняет конструкцию и снова – приводит к увеличению сил трения.

3. Необходимость развитых межступенчатых и концевых охладителей.

При попытке увеличить коэффициент повышения давления в ступени производителям компрессоров приходится использовать теплообменники с развитыми поверхностями и с установкой на них дополнительных вентиляторов, использовать жидкостное охлаждение цилиндропоршневой пары, что увеличивает габариты, материалоемкость и стоимость конструкции.

В связи с этим давление нагнетания в двухступенчатых поршневых компрессорах с воздушным охлаждением чаще всего не превышает 8-12 бар, а с жидкостным рубашечным охлаждением – 16-20 бар.

В то же время известно, что увеличение давления газа, подводимого к исполнительным механизмам, работающим с применением сжатого газа, приводит к снижению их материалоемкости и габаритов, что снижает их стоимость, а, например, в транспортной технике - зачастую определяет саму возможность применения сжатого газа для привода управляющих, регулирующих и силовых исполнительных механизмов.

Технической задачей изобретения является снижение общих габаритов и массы поршневых двухступенчатых компрессоров с одновременным увеличением коэффициента повышения давления.

Указанная задача решается тем, что в способе работы поршневого двухступенчатого компрессора, заключающимся во всасывании газа при движении поршня в цилиндре первой ступени, его сжатии и нагнетании в цилиндр второй ступени во время увеличения ее объема с последующим сжатием газа в этом объеме и его нагнетанию потребителю, согласно изобретению, сжатие и нагнетание газа в цилиндре второй ступени осуществляется столбом жидкости, движение и давление которой создается в подпоршневом пространстве поршнем первой ступени, при этом в общем цикле работы процесс сжатия-нагнетания первой ступени по продолжительности может быть короче процесса сжатия-нагнетания второй ступени.

В поршневом двухступенчатом компрессоре, содержащем приводной вал и картер с механизмом привода, цилиндры первой и второй ступени и устройства для изменения рабочих объемов в обоих цилиндрах, согласно изобретению устройство для изменения рабочего объема первой ступени выполнено в виде поршня, делящего цилиндр на две части, причем надпоршневая полость является рабочей, а подпоршневая полость заполнена жидкостью и соединена с цилиндром второй ступени. При этом цилиндр второй ступени может быть закреплен на картере своей верхней частью через шарнир, а в нижней его части может быть установлен утяжелитель.

Цилиндр второй ступени может быть выполнен в виде жидкостной рубашки цилиндра первой ступени и соединен с ней через отверстия в ее нижней части, а отверстия, соединяющие низ цилиндра первой ступени с нижней частью рубашки, могут иметь ось, наклоненную к радиусу цилиндра под углом.

Подпоршневая полость, заполненная жидкостью, может быть соединена с дополнительным цилиндром, отделенным от этой полости уплотнительным подпружиненным поршнем.

Подпоршневая полость может быть соединена с полостью картера, а механизм привода поршня первой ступени может быть выполнен в виде шатуна и поршневого пальца.

Рабочая полость цилиндра второй ступени может быть заполнена ячеистой структурой, выполненной, например, в виде пакета сеток или набора пластин с отверстиями.

Подпоршневая полость первой ступени может быть соединена с заполненной жидкостью полостью картера и с цилиндром второй ступени, а механизм привода поршня первой ступени при этом может быть выполнен в виде кулачка двустороннего действия, имеющего наружную и внутреннюю эквидистантные поверхности.

Механизм привода поршня первой ступени может быть выполнен в виде кулисы, первый конец которой шарнирно закреплен на картере на неподвижной оси, другой конец через шарнир соединен с шатуном и крейцкопфом, на котором установлен шток поршня, причем кулиса имеет паз с установленным в нем подвижным ползуном, который надет на кривошип, закрепленный на приводном валу, и подпоршневая полость первой ступени заполнена жидкостью и соединена с цилиндром второй ступени.

Сущность изобретения поясняется чертежами.

На фиг. 1 схематично изображено продольное сечение двухступенчатого компрессора с крейцкопфным приводом с шарнирно подвешенной второй ступенью.

На фиг. 2 показано сечение цилиндропоршневой группы со второй ступенью, выполненной в виде рубашки охлаждения первой ступени, а на фиг. 3 – поперечное сечение этой же цилиндропоршневой группы.

На фиг. 4 схематично показано продольное сечение компрессора с дополнительным цилиндром и бескрейцкопфным приводом движения поршня первой ступени.

На фиг. 5 показано продольное сечение цилиндра второй ступени, заполненной ячеистой структурой.

На фиг. 6 показано схематично продольное сечение компрессора с кулачковым приводом движения поршня первой ступени, а на фиг. 7-10 – схема работы кулачка.

На фиг. 11 показано продольное сечение компрессора с кулисным приводом.

Поршневой двухступенчатый компрессор (фиг. 1) содержит приводной вал 1 и картер 2 с крейцкопфным кривошипно-шатунным механизмом привода, который состоит из кривошипа 3, шатуна 4, пальца 5 и крейцкопфа 6. Цилиндр 7 первой ступени установлен на картере 2 и содержит поршень 8, который служит для изменения рабочего объема 9 (рабочей полости цилиндра 7) и соединен с крейцкопфом 6 штоком 10 с уплотнением 11. Поршень 8 делит цилиндр 7 на две части, причем надпоршневая полость 9 является рабочей, а подпоршневая полость 12 заполнена жидкостью и соединена с утяжеленной нижней частью цилиндра 13 второй ступени, содержащей рабочий объем 14 (рабочую полость), через гибкий шланг15 высокого давления. Таким образом, поршень 8 служит для изменения рабочих объемов (полостей) 9 и 14 в обоих цилиндрах 7 и 13,

Цилиндр 13 второй ступени закреплен на картере 2 своей верхней частью через шарнир 16 и стойку 17.

Цилиндры 7 и 13 снабжены самодействующими всасывающими 18, 19 и нагнетательными 20, 21 клапанами и соединены между собой теплообменником 22. Клапан 18 соединен с источником газа низкого давления, клапан 21 соединен с потребителем газа высокого давления.

Между нижней цилиндрической поверхностью поршня 8 и стенкой цилиндра 7 имеется радиальный зазор δ₁, а в верхней части поршня - зазор δ₂, причем δ₁ > δ₂.

На фиг. 2 показана цилиндропоршневой группы компрессора с аналогичным механизмом привода, со второй ступенью, выполненной в виде жидкостной рубашки 22 охлаждения первой ступени, которая соединена с ней через отверстия 23 в ее нижней части. Эти отверстия 23 (фиг. 3) имеют ось, наклоненную к радиусу цилиндра под острым углом α.

На фиг. 4 показана схема компрессора, в котором подпоршневая полость 12 соединена отверстием 24 с дополнительным цилиндром 25, отделенным от этой полости уплотнительным подпружиненным пружиной 26 поршнем 27. Для изменения усилия пружины 26 служит регулировочный винт 28. В этом примере конструкции подпоршневая полость соединена 12 с полостью 29 картера 2, а механизм привода поршня 8 первой ступени выполнен в виде шатуна 4 и поршневого пальца 30, т.е. использована бескрейцкопфная схема привода движения поршня 8.

На фиг. 5 показана конструкция второй ступени компрессора, рабочая полость 14 цилиндра 13 которой заполнена ячеистой структурой, выполненной в данном примере, в виде набора кольцевых 32, плоских горизонтальных 33 и плоских вертикальных 34 пластин с отверстиями 35, 36 и 37.

На фиг. 6 показана схематично конструкция компрессора, в котором подпоршневая полость 12 первой ступени соединена с заполненной жидкостью полостью 29 картера 2 и с цилиндром второй ступени через шланг 15, а механизм привода поршня 8 первой ступени выполнен в виде кулачка 38 двустороннего действия, имеющего наружную 39 и внутреннюю 40 эквидистантные опорные поверхности.

Шпонка 41 служит для передачи крутящего момента от вала 1 к кулачку 38. Подшипники качения 42, 43 и 44 с пальцами 45, 46 и 47 служат вместе с кулачком 38 для создания возвратно-поступательного движения поршня 8 в соответствии с формой эквидистантных поверхностей 39 и 40.

На фиг 7-10 схематично показано положение пальца 47 поршня 8 при вращении кулачка 38 вместе с валом 1 и шпонкой 41. Штрихпунктирной линией показана окружность.

На фиг. 11 схематично показан компрессор, в котором механизм привода поршня 8 первой ступени выполнен в виде кулисы 48, первый конец 49 которой шарнирно закреплен на картере 2 на неподвижной оси 50, другой конец 51 через шарнир соединен с шатуном 4 и крейцкопфом 6, на котором установлен шток 10 поршня 8. Кулиса 48 имеет паз 52 с установленным в нем подвижным ползуном 53, который надет на кривошип 3, закрепленный на приводном валу 1, и подпоршневая полость 12 первой ступени заполнена жидкостью и соединена с цилиндром 13 второй ступени.

Поршневой двухступенчатый насос работает следующим образом (фиг. 1).

При вращении вала 1 с кривошипом 3 с помощью шатуна 4 и пальца 5 создается возвратно-поступательное движение крейцкопфа 6 и установленного на нем поршня 8. В результате этого происходит периодическое увеличение и уменьшение полостей 9 и 12.

При ходе поршня 8 вниз происходит увеличении объема полости 9, давление газа в ней падает, клапан 18 открывается, клапан 20 закрывается, и газ от источника поступает в полость 9 – происходит процесс всасывания. При ходе поршня 8 вверх объем полости 9 уменьшается. При этом сначала происходит сжатие и увеличение давления газа при закрытых клапанах 18 и 20. Потом, когда давление газа превысит давление нагнетания первой ступени, которое имеется в теплообменнике 22, клапан 20 открывается, и сжатый газ поступает в теплообменник 22, который дополнительно выполняет функцию ресивера – происходит процесс сжатия-нагнетания газа в первой ступени.

Одновременно при ходе поршня 8 вниз происходит уменьшение объема полости 12, что приводит к сжатию находящейся в ней жидкости и ее проталкиванию через шланг 15 в полость 14, где находится газ под давлением нагнетания первой ступени, при закрытых клапанах 19 и 21. В результате этого уровень столба жидкости в полости 14 увеличивается, находящийся над столбом жидкости газ сжимается до тех пор, пока его давление не превысит давление потребителя, после чего клапан 21 открывается, и сжатый газ поступает потребителю.

При ходе поршня 8 вверх объем полости 9 уменьшается, давление газа в ней повышается, клапан 18 закрывается, и начинается сжатие газа при закрытом клапане 20, которое продолжается до тех пор, пока давление не станет выше давления в теплообменнике 22 – т.е. давления нагнетания первой ступени. После этого клапан 20 открывается, и начинается нагнетание газа в теплообменник 22.

Одновременно при ходе поршня 8 вверх объем полости 12 увеличивается, давление в ней снижается, и жидкость из полости 14 через шланг 15 всасывается в увеличивающуюся полость 12. При этом объем полости 14 растет, давление в ней падает, становится ниже давления нагнетания второй ступени, клапан 21 закрывается, а клапан 19 открывается, и начинается процесс всасывания газа из теплообменника 22 в полость 14.

Затем цикл повторяется.

При сжатии жидкости в полости 12 во время процессов всасывания в полости 9 и сжатия-нагнетания газа в полости 14, между полостями 12 и 9 возникает перепад давления, в результате чего жидкость из полости 12 проникает в зазор δ₁ в нижней части поршня 8, заполняет его и затем попадает в зазор δ₂, объем которого кратно выше, чем объем зазора δ₁. Например, для поршня диаметром около 40 мм можно рекомендовать δ₁ = 10-15 мкм и δ₂ = 50-80 мкм. В связи с тем, что жидкость имеет вязкость на несколько порядков более высокую, чем газ, ее течение и в зазоре δ₂ остается ламинарным с большим градиентом давления по длине зазора. Поэтому она даже при большом перепаде давления между полостями 9 и 12 не преодолевает всю длину зазора между поршнем 8 и цилиндром 7.

Во время сжатия газа в полости 9 и всасывании жидкости в полости 12 перепад давления невелик, он определяется сопротивлением шланга 15 и клапана 20 в процессе нагнетания. Однако, зазор δ₂ для воздуха с его малой вязкостью не представляет существенного гидравлического сопротивления, в связи с чем на его протяжении практически нет градиента давления, и жидкость активно из него вытесняется в зазор δ₁ и далее в полость 12.

В любом случае, даже при большом давлении нагнетания второй ступени (порядка 50-60 бар) протечки жидкости через зазор поршневой пары попадают полость 14 и оседают в ее нижней части под действием гравитационных сил, что предотвращает потерю жидкости с нагнетаемым газом.

Шарнирный подвес цилиндра 13 второй ступени в совокупности с утяжелителем (крупно показан на фиг. 5), соединением его с цилиндром первой ступени через гибкий шланг 15, позволяет сохранять горизонтальный уровень жидкости в цилиндре 13 и предотвратить ее попадание в нагнетательную линию при наклонном положении компрессора, что очень важно при его установке на транспортные средства.

Компрессор, цилиндропоршневая группа которого показана на фиг. 2, работает аналогично вышеописанному с той разницей, что отсутствие гибкого соединения между цилиндрами первой и второй ступени требует его более или менее строгого вертикального положения. Однако, этот вариант чрезвычайно компактен, а наклонные отверстия 23 (фиг. 3), через которые жидкость перетекает между полостями 12 и 14, создают закрученные вокруг оси цилиндра потоки жидкости с высокой скоростью, что существенно улучшают процесс теплоотвода от сжимаемого газа к стенкам конструкции и далее – в окружающую среду.

Компрессор, изображенный на фиг. 4 работает аналогично изображенному на фиг. 1. Отличие состоит в том, что к подпоршневой полости 12 через отверстие 24 присоединен дополнительный цилиндр 25 с поршнем 27, пружиной 26 и винтом 28. В этом случае при ходе поршня 8 вниз количество жидкости, которое перетекает в полость 14 из полости 12, зависит не только от изменения объема полости 12, но и от того, насколько сожмется под давлением пружина 26, и, соответственно, сколько жидкости затечет через отверстие 24 в образовавшуюся под поршнем 27 полость. Чем «мягче» пружина, тем большее количество жидкости попадет под поршень 27, тем меньше жидкости протечет в полость 14, и тем меньшее количество газа будет вытеснено из этой полости.

Таким образом, в данной конструкции возможна регулировка производительности компрессора.

Ячеистая структура в виде пластин 32, 33 и 34 с отверстиями 35, 36 и 37 (фиг. 5) позволяет не расплескиваться жидкости в пределах полости 14 при вибрации компрессора, и попадать отдельным каплям через клапан 21 потребителю. Это особенно важно при установке компрессора на транспортные средства.

Работа компрессора, показанного на фиг. 6 принципиально не отличается от показанной на фиг. 1. Его конструкция отличается оригинальным механизмом привода движения поршня, которое создается при вращении кулачка 38, приводящегося в движение от вала 1 через шпонку 41.

Кулачек 38 имеет эквидистантные поверхности – наружную 39 и внутреннюю 40. При вращении кулачка для передачи поршню 8 через палец 47 и подшипник 44 движения вверх работает поверхность 39 («толкает» поршень 8), а для передачи движения вниз через подшипники 42, 43 и пальцы 45 и 46 – поверхность 40 («тянет» поршень 8).

В данном примере (см. также фиг. 7) форма поверхностей 39 и 40 такова, что ход поршня 8 вниз от ВМТ (верхней мертвой точки) до НМТ (нижней мертвой точки, фиг. 8) совершается при повороте вала 1 всего на 90 градусов, т.е. всего за четверть времени общего цикла. Направление вращения вала 1 показано стрелкой. В этот период времени происходит всасывание газа в первой ступени, сопровождающееся сжатием жидкости в полости 12 и в полости картера 29 до высокого давления нагнетания второй ступени. Именно в этот период времени на поршне 8 существует максимальный перепад среднего давления цикла между жидкостью в полости 12 и газом в полости 9.

В связи с тем, что перетечки через зазор между поршнем и цилиндром являются функцией величины и длины зазора, вязкости жидкости, среднего перепада давления и времени истечения, при снижении времени процесса масса перетечек жидкости из полости 12 в полость 9 снижается.

После прихода поршня 8 в положение НМТ при дальнейшем вращении вала 1 происходит сравнительно медленное движение поршня вверх (фиг. 9 – 10 - 8). В этот отрезок времени (три четверти цикла) на поршне 8 существует минимальный перепад давления.

Сначала этот перепад направлен от полости 12 к полости 9, в которой начинается сжатие газа, а в полости 12 существует постоянное давление всасывания второй ступени, затем он выравнивается (в полости 9 достигнуто давление нагнетания), а затем в связи с наличием гидравлического сопротивления клапана 20 и теплообменника 22, - давление в полости 9 становится больше, чем давление в полости 12, и перепад давления меняет направление. В целом на этом участке цикла перетечки между полостями 9 и 12 минимальны, или почти отсутствуют, поэтому увеличение времени его протекания мало сказывается на возможности попадания жидкости в сжимаемый газ.

Таким образом, относительное сокращение времени хода поршня 8 вниз в процессах всасывания газа в первую ступень и сжатия газа во второй ступени положительно влияет на минимизацию попадания жидкости из подпоршневого пространства 12 в сжимаемый в полости 9 газ. Это, в свою очередь, существенно улучшает работу теплообменника 22, что позволяет снизить его массу и габариты, а также улучшить цикл работы второй ступени.

Для получения аналогичного эффекта служит и конструкция компрессора, схематично изображенного на фиг. 11, в которой для привода движения поршня 8 используется кулисный привод. При вращении кривошипа 3 время, в течение которого происходит сжатие жидкости в подпоршневом пространстве (полость 12) и сжатие газа во второй ступени (полость 14) существенно меньше времени, в течение которого происходит сжатие газа в полости 9, в связи с чем жидкость из полости 12 не успевает проникнуть через зазор между поршнем 8 и цилиндром 7 в полость 9.

В этой конструкции дополнительный цилиндр 25 присоединен к нижней части цилиндра 14 второй ступени, и так как она соединена с нижней частью полости 12 шлангом 15, этот цилиндр выполняет предназначенную для него функцию – регулировка производительности компрессора.

Для всех вышеописанных конструкций характерно абсолютно герметичное уплотнение цилиндра 14 второй ступени, что позволяет получить уникальные для компрессора свойства: отсутствие утечек ступени высокого давления при исключении трения между поршнем и цилиндром. Кроме того, сжатие газа столбом жидкости при постоянной ее циркуляции в полости цилиндра 14 позволяет существенно снизить температуру его стенок, и снижает также теплонапряженность клапанной группы, повышая ее надежность и работоспособность.

Циркуляция жидкости в цилиндропоршневой группе первой ступени также служит для повышения экономичности цикла ее работы, надежности и работоспособности ее деталей.

Все вышеперечисленное дает возможность существенно увеличить коэффициент повышения давления двухступенчатого компрессора, и тем самым - в двух ступенях сжимать газ до давления, характерного для трех- четырехступенчатых машин.

Отсутствие механизма привода второй ступени также позволяет существенно снизить массу и габариты компрессора.

Таким образом, следует считать, что поставленная техническая задача полностью выполнена.