RU2098658C1

RU2098658C1 - Compressor with non-contact sealing of piston

Info

Publication number: RU2098658C1
Application number: RU95114184A
Authority: RU
Inventors: А.П. Болштянский
Original assignee: Омский государственный технический университет
Priority date: 1995-08-08
Filing date: 1995-08-08
Publication date: 1997-12-10

Abstract

FIELD: mechanical engineering; compressors. SUBSTANCE: compressor has at least one cylinder with compression chamber, piston arranged with clearance in compression chamber and provided with guide support and non-contact sealing portions and slider-crank mechanism of drive whose axis of rotation intersects cylinder axis at right angle. End face surface of piston sealing portion is made at angle to cylinder generatrix complying to equation: 0<A<arcsin((R×sinχ)/L where A is angle between normal drawn to end face surface of piston sealing portion and cylinder axis; R is crank radius; L is distance from center of end face surface of piston sealing portion to rear end face of piston guide support portion; χ is angle of crank turning corresponding to maximum compression in cylinder. EFFECT: reduced power losses, increased compressor economy. 3 dwg

Description

Изобретение относится к компрессоростроению. The invention relates to compressor engineering.

Известен компрессор с бесконтактным уплотнением поршня, содержащий по крайней мере один цилиндр с камерой сжатия и размещенным в нем поршнем, имеющим направляющую опорную поверхность и уплотняющую бесконтактную часть [1]
Известен также компрессор с бесконтактным уплотнением поршня, содержащий по крайней мере один цилиндр с камерой сжатия и размещенным в нем поршнем, имеющим направляющую опорную и уплотняющую бесконтактную части, и кривошипно-ползунный механизм привода, ось вращения которого пересекает под прямым углом ось цилиндра [2]
Недостатком известных конструкций являются значительные потери мощности на удержание от контакта с цилиндром уплотняющей части поршня. В конструкции [1] это значительный расход газа на центрирование, над которым уже была произведена работа сжатия, в конструкции [2] это потери на трение механической направляющей поршня. Эти обстоятельства снижают экономичность компрессора с бесконтактным уплотнением поршня.A known compressor with a non-contact piston seal, comprising at least one cylinder with a compression chamber and a piston disposed therein having a guide bearing surface and a non-contact sealing portion [1]
A compressor with a non-contact piston seal is also known, comprising at least one cylinder with a compression chamber and a piston disposed therein having a guide support and sealing non-contact parts, and a crank-slide drive mechanism whose rotation axis intersects the cylinder axis at right angles [2]
A disadvantage of the known designs is the significant loss of power to keep the piston sealing part from contacting the cylinder. In design [1], this is a significant centering gas flow rate over which compression work has already been performed; in design [2], this is the friction loss of the mechanical piston guide. These circumstances reduce the economics of a compressor with non-contact piston seals.

Задачей изобретения является повышение экономичности компрессора, снижение затрат мощности на направление поршня и обеспечение бесконтактной работы его уплотняющей части. The objective of the invention is to increase the efficiency of the compressor, reducing power costs in the direction of the piston and ensuring the contactless operation of its sealing part.

Поставленная задача может быть решена за счет того, что торцевая поверхность поршня выполнена под углом к образующей цилиндра, причем выполняется соотношение:
0 <A <arcsin ((R•sin f)/L), (1)
где A угол в плоскости вращения кривошипа между нормалью, проведенной к торцевой поверхности уплотняющей части поршня, и осью цилиндра;
R радиус кривошипа;
f угол поворота кривошипа, соответствующий максимальному давлению газа в цилиндре;
L расстояние от центра торцевой поверхности уплотняющей части поршня до заднего торца направляющей опорной части поршня.The problem can be solved due to the fact that the end surface of the piston is made at an angle to the generatrix of the cylinder, and the relation:
0 <A <arcsin ((R • sin f) / L), (1)
where A is the angle in the plane of rotation of the crank between the normal drawn to the end surface of the sealing part of the piston and the axis of the cylinder;
R is the radius of the crank;
f crank angle corresponding to the maximum gas pressure in the cylinder;
L is the distance from the center of the end surface of the piston sealing portion to the rear end of the piston bearing guide portion.

На фиг.1 схематично изображена ступень компрессора с механическим направлением поршня; на фиг.2 схема нагружения конструкции; на фиг.3 схема конструкции компрессора с направлением поршня за счет работы газостатического подвеса. Figure 1 schematically shows the stage of the compressor with the mechanical direction of the piston; figure 2 diagram of the loading structure; figure 3 diagram of the design of the compressor with the direction of the piston due to the operation of the gas-static suspension.

Компрессор состоит (см. фиг.1) из цилиндра 1, содержащего всасывающий 2 и нагнетательный 3 клапаны и поршень 4, имеющий механическую направляющую часть 5 и бесконтактную уплотняющую часть 6. Торцевая поверхность 7 уплотняющей части 6 наклонена в плоскости вращения кривошипа 8, связанного с ползуном 9, установленным с возможностью перемещения в пазу 10. Торцевая поверхность 7 уплотняющей части 6 поршня 4 образует с цилиндром 1 рабочую полость 11. The compressor consists (see Fig. 1) of a cylinder 1 containing a suction 2 and a discharge 3 valves and a piston 4 having a mechanical guide part 5 and a non-contact sealing part 6. The end surface 7 of the sealing part 6 is inclined in the rotation plane of the crank 8 associated with a slider 9 mounted for movement in the groove 10. The end surface 7 of the sealing part 6 of the piston 4 forms a working cavity 11 with the cylinder 1.

Компрессор работает следующим образом. При вращении кривошипа 8 в направлении стрелки с частотой W (см. фиг. 1) ползун 9 перемещается в пазу 10 и придает поршню 4 возвратно-поступательное движение, в результате чего объем полости 11 изменяется, что приводит к всасыванию газа через клапан 2, сжатию газа и его нагнетанию потребителю через клапан 3. При воздействии ползуна 9 на стенку паза 10 возникает опрокидывающий момент, который уравновешивается реакциями сил, приложенных в опорных точках E и К направляющей части 5. Силы давления газа в полости 11, действующие перпендикулярно торцевой поверхности 7 под углом А к оси цилиндра 1, создают момент сил, противодействующий опрокидывающему моменту, возникающему от воздействия ползуна 9, снижая реакции сил в опорных точках E и К, уменьшая силы трения и затраты энергии на их преодоление, повышая экономичность компрессора, снижая износ опорной поверхности направляющей части 5 и обеспечивая таким образом более длительную бесконтактную работу уплотняющей части 6. The compressor operates as follows. When the crank 8 rotates in the direction of the arrow with a frequency W (see Fig. 1), the slider 9 moves into the groove 10 and gives the piston 4 a reciprocating movement, as a result of which the volume of the cavity 11 changes, which leads to gas suction through the valve 2, compression gas and its injection to the consumer through the valve 3. When the slider 9 acts on the wall of the groove 10, a tilting moment occurs, which is balanced by the reactions of the forces applied at the reference points E and K of the guide part 5. The gas pressure forces in the cavity 11, acting perpendicular to the end face The surfaces 7 at an angle A to the axis of the cylinder 1 create a moment of forces that counteracts the overturning moment arising from the action of the slider 9, reducing the reaction of forces at the reference points E and K, reducing the friction forces and energy costs to overcome them, increasing the efficiency of the compressor, reducing wear the supporting surface of the guide part 5 and thus providing a longer contactless operation of the sealing part 6.

Оптимальные значения угла наклона торцевой поверхности уплотняющей части поршня к образующей цилиндра определены из следующих соображений. The optimal values of the angle of inclination of the end surface of the piston sealing part to the cylinder generatrix are determined from the following considerations.

Рассмотрим схему действующих сил на фиг.2 и составим систему уравнений, определяющих статическое равновесие:

где: Fp(y) проекция силы, возникающей от действия газовых сил на поршень, на ось Y;
Fp(x) то же на ось X;
F усилие, передаваемое ползуном и численно равное произведению давления газа в полости 11 на площадь поперечного сечения цилиндра 1.Consider the scheme of the acting forces in figure 2 and compose a system of equations that determine static equilibrium:

where: Fp (y) is the projection of the force arising from the action of gas forces on the piston on the Y axis;
Fp (x) is the same on the X axis;
F is the force transmitted by the slider and numerically equal to the product of the gas pressure in the cavity 11 by the cross-sectional area of the cylinder 1.

Из уравнения (3) ясно, что F(p)x F, и в этом случае Fp(y)F•sin A. It is clear from equation (3) that F (p) x F, and in this case Fp (y) F • sin A.

Определим условие равновесия, при котором реакция опоры в точке К равна нулю (RK 0), воспользовавшись уравнением (4):
ΣME = F•R•sin f - F•sin A•EC = 0
или
F•(R•sin f -sin A•EC) 0
Поскольку F не равно нулю, то, приравняв нулю второй сомножитель, получим, что:
sin A (R•sin f)/EC и из (1) RE Fp(y) F•sin A (5)
Запишем уравнение, аналогичное (4) для точки К:
ΣMK = F•R•sin f - Fp(y)•KC + RE•EK = 0
Поступив аналогично (RE 0), получим, что:
sin A (R•sin f)/KC и RK Fp(y) F•sin A (6)
Таким образом, оптимальное значение угла А будет находиться в пределах:
(R•sin f)/EC >> (R•sin f)/KC > A > 0,
или с учетом того, что KC L:
0 <A <arcsin ((R•sin f)/L)
Так, например, при изотермическом сжатии и степени повышения давления, равной 2, максимальное давление достигается при f=90 град. Принимая конструктивно ЕВ=ВК=100 мм, R50мм, СЕ=100 мм, получим:
0<A<arcsin ((50•sin 90)/300),
т.е. 0<A<9,6 град.We define the equilibrium condition under which the reaction of the support at point K is zero (RK 0) using equation (4):
ΣME = F • R • sin f - F • sin A • EC = 0
or
F • (R • sin f -sin A • EC) 0
Since F is not equal to zero, then, equating the second factor to zero, we get that:
sin A (R • sin f) / EC and from (1) RE Fp (y) F • sin A (5)
We write an equation similar to (4) for the point K:
ΣMK = F • R • sin f - Fp (y) • KC + RE • EK = 0
Having acted similarly (RE 0), we obtain that:
sin A (R • sin f) / KC and RK Fp (y) F • sin A (6)
Thus, the optimal value of the angle A will be within:
(R • sin f) / EC >> (R • sin f) / KC>A> 0,
or considering that KC L:
0 <A <arcsin ((R • sin f) / L)
So, for example, with isothermal compression and a degree of pressure increase equal to 2, the maximum pressure is achieved at f = 90 deg. Structurally, taking EB = VK = 100 mm, R50mm, CE = 100 mm, we obtain:
0 <A <arcsin ((50 • sin 90) / 300),
those. 0 <A <9.6 deg.

Если принять А=6 град. то из уравнения (4) получим RK=0,2 F, а из уравнения (2) получим RE 0,1F. If we take A = 6 deg. then from equation (4) we get RK = 0.2 F, and from equation (2) we get RE 0.1F.

В то же время в прототипе при А=0 абсолютные значения RK и RE равны между собой и определяются как RK=RE=F•sin 90•50 /200=0,25F, то есть существенно больше. At the same time, in the prototype at A = 0, the absolute values of RK and RE are equal to each other and are defined as RK = RE = F • sin 90 • 50/200 = 0.25F, that is, significantly more.

В прототипе в конце процесса нагнетания при f= 180 RK=RE=0, а в заявляемой конструкции RK -0,05F и RE= -0,05F. In the prototype at the end of the injection process at f = 180 RK = RE = 0, and in the claimed design RK -0,05F and RE = -0,05F.

Таким образом, в прототипе суммарное среднее по времени процесса сжатие-нагнетание усилие R_пр будет равно:
R_пр [RK(f=90)+RK(f=180)+RE(f=90)+RE(f=180)]/2=F(0,25 +0+0,25+0)/2 0,25F, а в заявленной конструкции это же усилие R_з будет равно:
R_з F (0,2+0,05+0,1+0,05)/2=0,2 F (сложение производится с учетом изменения направления реакций в опорах).Thus, in the prototype, the total time-average process of compression-injection force R _CR will be equal to:
R _ol [RK (f = 90) + RK (f = 180) + RE (f = 90) + RE (f = 180)] / 2 = F (0.25 + 0 + 0.25 + 0) / 2 0.25F, and in the claimed design the same force R _s will be equal to:
R _s F (0.2 + 0.05 + 0.1 + 0.05) / 2 = 0.2 F (addition is made taking into account the change in the direction of reactions in the supports).

То есть снижение среднего трения в данном примере произойдет в 1,25 раза, что весьма существенно. That is, the decrease in average friction in this example will occur 1.25 times, which is very significant.

Преимущества изобретения особенно проявляются при работе компрессора с газостатическим подвесом поршня (фиг.3), содержащего дополнительно полости 12 и 13, соединенные между собой каналом 14 и с рабочей полостью 11 обратным клапаном 15, а также дроссельные отверстия 16, создающие вокруг поршня газостатический несущий слой. The advantages of the invention are especially apparent when the compressor is operated with a gas-static suspension of a piston (Fig. 3), which additionally contains cavities 12 and 13 connected to each other by a channel 14 and to a working cavity 11 by a check valve 15, as well as throttle holes 16 that create a gas-static bearing layer around the piston .

При возвратно-поступательном движении поршня давление из полости 11 поступает в полость 12 через клапан 15 и далее через канал 14 в полость 13, истекая из полостей 12 и 13 через дроссели 16 в зазор между поршнем 4 и цилиндром 1. When the piston is reciprocating, the pressure from the cavity 11 enters the cavity 12 through the valve 15 and then through the channel 14 into the cavity 13, flowing out of the cavities 12 and 13 through the chokes 16 into the gap between the piston 4 and the cylinder 1.

В соответствии с ранее описанной работой устройства, изображенного на фиг. 1, усилие, действующее на поршень перпендикулярно его оси, существенно ниже, чем в том случае, когда торцевая часть уплотнения 6 перпендикулярна оси цилиндра. При этом требуется существенно меньший расход газа на центрирование поршня 4 в цилиндре 1, а следовательно, и меньшие энергетические потери. In accordance with the previously described operation of the device depicted in FIG. 1, the force acting on the piston perpendicular to its axis is substantially lower than when the end part of the seal 6 is perpendicular to the axis of the cylinder. In this case, a significantly lower gas consumption for centering the piston 4 in the cylinder 1 is required, and consequently, lower energy losses.

Таким образом, предложенная конструкция компрессора позволяет снизить энергетические потери при его работе и повысить его экономичность. Thus, the proposed compressor design allows to reduce energy losses during its operation and increase its efficiency.

Claims

A compressor with a non-contact piston seal, comprising at least one cylinder with a compression chamber and a piston disposed therein, having a guide support and sealing non-contact parts, and a crank-slide drive mechanism, the axis of rotation of which intersects the cylinder axis at right angles, characterized in that the end surface of the piston sealing part is made at an angle to the cylinder generatrix, satisfying the ratio
O <A <arcsin ((R • sin f) / L),
where A is the angle between the normal drawn to the end surface of the piston sealing portion and the axis of the cylinder;
f the crank angle corresponding to the maximum gas compression pressure in the cylinder;
R is the radius of the crank;
L is the distance from the center of the end surface of the piston sealing portion to the rear end of the piston bearing guide portion.