Резонансные эксплуатационные характеристики поршневых компрессоров Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.59(075.8)

к.т.н. Рутковский Ю. А., к.т.н. Рутковский А. Ю.

(ДонГТУ, г. Алчевск, ЛНР)

РЕЗОНАНСНЫЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОРШНЕВЫХ

КОМПРЕССОРОВ

Приведены результаты экспериментальных исследований влияния колебаний давления газа во всасывающей системе поршневого компрессора на основные параметры его работы. Показано влияние резонансных явлений в газовых коммуникациях компрессора с цилиндрами двойного действия на режимы и экономичность работы поршневых компрессоров в промышленных условиях их эксплуатации. Получены аналитические расчетные зависимости влияния колебаний давления газа на производительность, мощность и удельный расход энергии.

Ключевые слова: поршневой компрессор, экспериментальные исследования, колебания давления газа, резонансные явления, всасывающая система.

Проблема и ее связь с научными и практическими задачами.

Резонансные колебания давления газа во всасывающих и нагнетательных системах поршневых машин издавна привлекают внимание специалистов, так как научно обоснованное использование этих колебаний позволяет повысить мощность двигателей внутреннего сгорания до 47 % [1], а производительность поршневых компрессоров до 20-25 % [2-6].

Эффект увеличения производительности компрессора резонансными колебаниями давления достигается практически без капитальных и эксплуатационных затрат — подбором длины всасывающего трубопровода. Для наддува используются колебания столба газа в трубопроводе, возникающие в результате периодического всасывания. Колебания давления имеют место при любой длине трубопровода, но наибольшей амплитуды они достигают при резонансной длине, когда совпадут собственная частота колебания газового столба ю0 и частота главной резонирующей гармоники с возмущающих усилий, то есть резонанс возможен при условии, когда

со0 = с . (1)

Однако резонансные явления не нашли практического применения в компрессорных машинах. Одной из главных причин

такого положения является отсутствие количественных показателей влияния во всасывающем тракте, термодинамических и газодинамических процессов на значения объемного коэффициента, коэффициента давления и температурного коэффициента, определяющих в конечном итоге коэффициент подачи и действительную производительность компрессора. Отсутствует сравнительный анализ влияния различных зон (дорезонансной, резонансной и зарезо-нансной) всасывающей системы, включающей в себя не только всасывающий трубопровод, но и всасывающие клапаны и полость цилиндра, на режим работы компрессора и его экономичность.

Постановка задачи. На основании выявленных причин, объясняющих отсутствие практического использования резонансных явлений во всасывающей системе для повышения эффективности поршневых компрессоров, ставится задача установления закономерностей между термодинамическими и газодинамическими процессами в системе «всасывающий трубопровод - всасывающий клапан - цилиндр», обусловленными наличием резонансных колебаний давления газа, и отражения их влияния на важнейшие технико-экономические показатели работы поршневых компрессоров. Конечной целью исследований является получение резонанс-

ных эксплуатационных характеристик поршневых компрессоров, которые устанавливали бы связь между переменной относительной длиной всасывающего трубопровода Lвc и относительными значениями коэффициента подачи X, производительности Q, мощности N, удельной

мощности п, а также температуры газа в С.Т.В. и С.Т.Н. (стандартных точках всасывания и нагнетания).

Наличие таких характеристик предоставило бы возможность изготовителям и потребителям компрессорных машин выбрать оптимальные режимы исходя из конкретных условий эксплуатации компрессоров. Достоверность теоретических результатов подтверждается экспериментальными данными исследования компрессорной станции ЗИФ ШВКС-5 в лабораторных условиях, а также компрессоров ВП-50/8М и ВП-20/8М на стендах Краснодарского завода-изготовителя этих машин, компрессоров 2ВГ, 5Г-100/8, 4ВМ10-100/8 в производительных условиях Юргинского машиностроительного завода и шахт «Украина», № 10 им. Артема ПО «Луган-скуголь».

Изложение материала и его результаты. Определение условий наступления резонансных колебаний давления газа во всасывающем трубопроводе сводится к достаточно точному расчету частоты собственных (свободных) колебаний газа в трубопроводе и определению его резонансной длины. Частота собственных колебаний газа зависит от формы трубопровода, его диаметра и длины, величины и расположения емкостей, находящихся в установке, в том числе и переменного объема цилиндра, присоединяемого к цилиндру в процессе всасывания. На значение частоты собственных колебаний оказывает влияние скорость звука в газе, зависящая от плотности газа и его температуры.

На рисунке 1 приведена наиболее часто встречающаяся в практике схема всасывающей системы компрессора: к одному

концу трубы присоединен цилиндр двухстороннего действия, объем которого периодически меняется, другой конец трубы открыт в атмосферу.

JT

» —

н — —g и

)

н п- Jq -h

/\-0 = const

Рисунок 1 Схема всасывающей системы поршневого компрессора с цилиндром двойного действия в первой ступени и переменной длиной всасывающего трубопровода

На рисунке 2 представлены циклограммы колебаний давления воздуха во всасывающем патрубке и индикаторные диаграммы 1-й ступени компрессора ВП-50/8М, снятые стробоскопическим индикатором МАИ-2 для трех значений длин всасывающего трубопровода: а) дорезо-нансной, когда длина трубопровода lbc < lpE3; б) резонансной, когда

lbc = lpE3 и в) зарезонансной, когда

LBC > LPE3 .

Из рисунка 2 видно, что колебания давления газа в трубопроводе при резонансе имеют строго синусоидальную форму, отражающую влияние второй (главной) гармоники возмущающего импульса.

Из рассмотрения кривых, представленных на рисунке 2, следует, что при

Lbc = lpe3 (рис. 2, б) момент наступления максимального значения амплитуды совпадает с моментом прихода поршня в мертвую точку. В этом случае, как показывают экспериментальные измерения [7],

Науки о земле

производительность компрессора имеет наибольшее значение. При Lвc > LPE3 (рис. 2, в) момент достижения максимального давления в волновом процессе происходит с отставанием на 90° от момента нахождения поршня в мертвой точке. Условия наполнения цилиндра газом здесь иные и это обстоятельство отражается на работе всасывающих клапанов, а также на производительности и удельных затратах энергии на компримирование газов [6-9].

Рисунок 2 Циклограммы резонансных колебаний давления воздуха во всасывающем патрубке (1) и индикаторные диаграммы 1-й ступени (2) компрессора ВП-50/8М, развернутые по углу а поворота кривошипа:

а) ¿вс = 0; б) Ьвс = 1; в) ^ = 1,15

(т. К — момент открытия всасывающего клапана)

С учетом результатов исследований [11] коэффициент подачи поршневого компрессора при наличии резонансных колебаний давления во всасывающей системе может быть определен по формуле:

Я - QQ - Ä0ÄpÄr -

■Äq (¿PI + ЯР2 ) Ял ' Я2 ' Я3 9

(2)

где Q — действительная производительность компрессора, м3/мин; QT — производительность идеального (теоретического) компрессора [3], м3/мин; А —

объемный коэффициент, учитывающий уменьшение действительной производительности компрессора из-за расширения газа, оставшегося после нагнетания во вредном пространстве; АР = АР1 + АР2 —

коэффициент давления, учитывающий уменьшение производительности за счет падения давления в цилиндре в результате дросселирования газа через всасывающие клапаны (АР1) и влияния колебания давления во всасывающем патрубке (АР 2); Ат = Ат 1 * Ат 2 * Ат з — тепловой коэффициент, учитывающий уменьшение массы газа из-за повышения его температуры за счет теплообмена между горячими стенками цилиндра и всасываемым газом (Ат 1), за счет дросселирования газа при прохождении его через всасывающие клапаны (Ат 2) и за счет адиабатического сжатия газа в волне колебательного процесса, совпадающего по фазе с моментом прихода поршня в мертвую точку (Ат 3).

Коэффициенты влажности и плотности для упрощения приняты Авл = 1; АПЛ = 1 [3].

Для сравнения показателей введем относительные безразмерные величины. Тогда зависимости будут носить типовой характер.

1. Относительная длина всасывающего трубопровода:

¿вс

Lbc -■

L

(3)

PE 3

где ¿вс — длина всасывающего трубопровода, м; ¿ре3 — оптимальная резонансная длина, при которой зафиксирована максимальная производительность компрессора, м (определяется опытным путем).

Науки о земле

По относительной длине всасывающие трубопроводы различаются по зонам: до-

резонансная зона, когда Lвc < 1; резонансная зона Lвc = 0,9... 1,15; зарезонанс-

ная зона Lвc > 1,1. Как показано в работе [7], влияние этих зон на наполнение цилиндра газом и эффективность интенсификации различно.

2. Относительная производительность

(в %):

Q = Q-100, %, Qo

(4)

sTp =

_ P _PBC + A = 1 + A

P

BC

P

BC

P

(5)

BC

So •£■

0 aTP

1 T n1 k . TX

lBC

-1

Я = U - a1 • x [(1,4.. .1,3) • sP1 - sTPßA - (0,4... 0,3)] x

(6)

1-

0,06

( 1

D1 • Pbc- stp - cp

f S \f k-1 ^

— +1 V D1

S

k

где Q — действительная производительность компрессора со всасывающим трубопроводом с относительной длиной Lвc, м3/мин; Qo — действительная производительность компрессора при начальной длине всасывающего трубопровода

(Lвc = 0), м3/мин.

3. Степень сжатия газа во всасывающем трубопроводе в процессе резонансных колебаний давления в нем по второй гармонике [8] определяется по формуле:

k -1 ßA •(4 - stp ) — (stp -1)

1------

k 1 _ 3-Skp-(1 + ßA) .

' k-1 ^ 2 Stp

где a странство

S0 =

V D2 J

относительное вредное про-цилиндра первой ступени;

— относительное повышение

где Рве — номинальное давление газа во всасывающем трубопроводе, равное атмосферному давлению, Па; Р1 — абсолютное максимальное давление газа в трубопроводе при волновом процессе, Па; А — амплитуда колебания давления, определяемая по циклограмме давления в трубопроводе, Па.

Используя формулы для определения Хо, Хр, Лп, X2 , Xз, X в зависимости от £Тр и Ра [9-11] и подставляя их в формулу (2), получим формулу для определения коэффициента подачи поршневого компрессора в режиме резонансной интенсификации его работы:

давления в цилиндре при условии полного охлаждения газа в промежуточном холодильнике (Тх = Твс) ; Dl и D2 — диаметры цилиндров первой и второй ступени; Тх — абсолютная температура газа в С.Т.В. (°К) второй ступени; Тве — абсолютная температура газа в С.Т.В. первой ступени; Ра - относительная потеря давления во всасывающих клапанах; Рве — плотность всасываемого газа, кг/м3; Ср — удельная теплоемкость газа при постоян-

Дж

ном давлении,

; S — ход поршня, кг•град

м; е — относительное повышение давления в цилиндре первой ступени; к — показатель адиабаты; п 1 — показатель политропы.

В качестве примера выполним расчет коэффициентов Ло, Лр, Лп, л2, Л3 и Л для компрессора ВП-50/8М в зависимости от степени сжатия £ТР и относительной

длины всасывающего трубопровода Lвc при использовании прямоточных клапанов.

1

x

x

x

x

2

Науки о земле

На рисунке 3 показаны графические зависимости функций А0 = f (ртр),

Ар — f {^тр ) , — f ) , 2 — f {&тр ) ,

Хт з — f {£7р ), Лт — ;[ {£тр ), А — ;[ {£тр ) доя

компрессора ВП-50/8М, из поведения которых видно, что наибольшее изменение при возрастании амплитуды колебаний давления газа во всасывающем трубопроводе и степени сжатия ^ претерпевают два коэффициента: коэффициент давления Ар (он увеличивается со значения 0,98 до 1,3 при изменении е^ от 1 до 1,4) и тепловой коэффициент АГз (его значение уменьшается на 10 % при увеличении е^ от 1 до 1,4).

1.3

Как и следовало ожидать [11], значения

1.2

1.1

0.9

0.8

А о,АР An АТ2,АтзАТ5 А /

Ар/

Ат2

/ — ^Лп

..............................<Лтз Ло

\ /

Ат Егпр

1

1.1

1.2

1.3

U

Рисунок 3 Зависимости объемного коэффициента А коэффициента давления

Ар, тепловых коэффициентов А^, А2 , Аз А и коэффициента подачи А компрессора ВП-50/8М от степени сжатия воздуха е^р во всасывающем трубопроводе (клапаны прямоточные типа ПИК)

коэффициентов А0, А

T1

А

T 2

остаются

практически без изменения. В силу этого обстоятельства результирующий тепловой коэффициент Ар при увеличении ерр уменьшается пропорционально тепловому коэффициенту А 3.

В конечном итоге влияние тепловых факторов приводит к снижению коэффициента подачи А и, следовательно, к уменьшению эффективности резонансной интенсификации компрессора по сравнению с максимально возможной.

Наибольшую информацию о поведении рассматриваемых коэффициентов и изменении производительности могут дать зависимости этих величин от относительной

длины всасывающего трубопровода Lвc, т. е. зависимости А01 — f [ьвс); Ар — f {Ьвс); А — f{Lвс); А — f [Lвс); ё — f {ьвс); е—f [Ьвс).

На рисунке 4 представлены кривые изменения коэффициентов А Ар, А^, А2, Ат3, Ат и А для компрессора ВП-50/8М с прямоточными клапанами (РА — 0,04) в зависимости от относительной длины всасывающего трубопровода (Ьвс).

Как видно, наибольшее изменение при переходе всасывающей системы из доре-

зонансной зоны [Ьвс < 1) в зарезонанс-

ную [Ьвс > 1) имеет место для коэффициента давления Ар и третьего теплового коэффициента Ат3 и связанных с ними результирующего теплового коэффициента Ат и коэффициента подачи А , отражающего влияние всех рассматриваемых факторов на производительность компрессора.

Коэффициент подачи А, как видно из рисунка 4, изменяется в пределах 0,86.. .1, достигая максимального значения при

[Ьвс — 1). Если принять значение А при

Науки о земле

¿вс = 0 за 100 %, то повышение коэффициента подачи при Ьвс = ¿ре3 составит, как показано выше, 16,3 %.

Ао АрАп Ат2 АтЗ.Ат А

\Ар

Ат2 - v—

А \ / \ 0 Атз

V У т) 1Т1

1-рез. А

независимо от типа компрессора, имеет одинаковый вид, выражаемый формулой:

sTp - 1 + B ■ exp

-c (lbc -1)

(7)

115

V

105

10

0,95

0.9

0,85

О 0,2 0А 0,6 0,8 1,0 \2 Ц ¡6 18_

Относительная длина всасывающего трубопровода, |_вс

Рисунок 4 Зависимости объемного коэффициента А, коэффициента давления

Ар, тепловых коэффициентов Ал , А2 , А3, Ат коэффициента подачи А компрессора ВП-50/8М от относительной длины всасывающего

трубопровода ¿вс (клапаны прямоточные типа ПИК)

Этот результат совпадает с экспериментальными данными, полученными при испытании компрессора ВП-50/8М на стенде завода-изготовителя [6].

В работе [9] получены эмпирические экспоненциальные зависимости степени повышения давления во всасывающем трубопроводе еТР от его относительной

длины ¿вс для различных по конструкции всасывающих клапанов. Форма этих зависимостей для всех конструкций клапанов,

где В и С — опытные коэффициенты, значения которых определяются в зависимости от конструкции и сопротивления всасывающих клапанов: а) прямоточные клапаны: В = 0,247; С = 5,37; б) кольцевые клапаны: В = 0,204; С = 9,43; в) тарельчатые клапаны: В = 0,162; С = 13,6.

Действительная производительность компрессора на основании формулы (2) равна:

Q = дт * А = ¥п * п * А, м3/мин, (8)

где Уп — объем, описываемый поршнем цилиндра первой ступени за один ход, м3; п — частота вращения коленчатого вала, об/мин.

Для наиболее часто применяемых на практике компрессоров с цилиндрами двойного действия формула (8) имеет вид [11]:

_ п2 С Q - i ■ ■ S ■

4

1 - Z ■ dm

i ■ d2

■ !■ n -

(9)

-i

я ■ D

4

— ■ S !■ n, м3/мин,

где / — число рабочих полостей первой ступени; dш — диаметр штока, м; г — число рабочих полостей первой ступени, в

* к * dlЛ которых имеется шток; д =

1 -

i ■ D? ,

коэффициент, учитывающий уменьшение рабочего объема полости при наличии штока.

Подставляя в формулу (9) значение коэффициента подачи, определяемого уравнением (6), с учетом зависимости (7), получим уравнение резонансной характеристики поршневого компрессора, устанавливающее связь между производительно-

2

стью компрессора и относительном длиной всасывающего трубопровода в пределах изменения её от Lвc = 0 до Lвc »1 и сопротивлением всасывающих клапанов

( Ра ), т. е.

q = i. . s

^ 4 Ь

1 - а,

-1

s0 ^ + У)k-TX

TBC

[(1,4...1,3)-(1 + У)0'667 -ßA-(1 + У)-(0,4...0,3)]

1-

0,06

d1'pbc •(1 + у)k .cp

0,2 lD1

S+1

( k-1Л

(10)

1 k -1 3 - ßA - y-(1 + ßA )

1 ~k---1-

3-(1 + y ) k .(1 + ßA )

2-(1 + y) k

м /мин,

где

y = B - exp

-C (Lbc -1)2

На рисунке экспериментальные

5 приведены и теоретические зависимости производительности

компрессора ВП-50/8М, отражающие влияние резонансных явлений во всасывающей системе на наполнение цилиндра газом. Их можно назвать резонансными характеристиками поршневого компрессора, позволяющими выбрать наиболее рациональный режим работы.

Построенные в относительных координатах Q - Lвc, зависимости имеют типовой характер и могут быть использованы как на стадии проектирования [5], так и в конкретных условиях эксплуатации. Как видно, теоретические зависимости

Л = f (Lвc), совпадающие с зависимостями Q = f ( Lвc | (кривые 3 и 4), имеют

практически одинаковую форму с экспериментальными кривыми (1 и 2) и дают одинаковые результаты эффективности

интенсификации при резонансе колебаний давления газа при (Lвc = 1).

60 58 56

51

52 50

0 "3 мин X а О/ /о

/1 /

? / i f V ?

N ч / Г/ д / и

/ \

-i / | / J / V \ \ \

у \V \

А /ц

// ^ j \ \ N

Lpe3

О

0,5 1,0 1,5

2

¿Зс

116 112 108 m 100

м

м

Относительная длина всась/дающего трубопровода, Ьс,м

I-1-—I-1-

О 2,1 6,3 8А Ьс

Длина Всасывающего трубопровода, Ьс,,

Обозначения: 1 и 3 — прямоточные клапаны типа ПИК; 2 и 4 — кольцевые клапаны 10К-180

Рисунок 5 Экспериментальные зависимости производительности Q = f (ЬБС ) от длины

всасывающего трубопровода (кривые 1 и 2) и теоретические зависимости относительного

коэффициента подачи Л = f {Ьвс ) и относительной производительности Q = f {Ьвс ) от относительной длины всасывающего трубопровода (кривые 3 и 4) компрессора ВП-50/8М. (Резонансные характеристики компрессора ВП-50/8М)

Выводы и направление дальнейших исследований.

Получены аналитические зависимости для определения коэффициента подачи и его составляющих коэффициентов, а также уравнение для определения действительной производительности поршневых компрессоров с цилиндрами двухстороннего

х

X

X

k

X

S

X

X

X

X

n

Науки о земле

действия в первой ступени (а именно такие оптимальные режимы работы исходя из имеют наибольшее распространение в конкретных условий их эксплуатации. По-промышленности), позволяющие оценить этому представляется необходимым полуэффективность интенсификации их работы чение таких характеристик для вновь со-путем использования резонансных колеба- здаваемых компрессорных машин и вклю-ний давления газа во всасывающей систе- чение их в техническую документацию ме. Они могут быть применены как на ста- компрессора, как это имеет место приме-дии проектирования, так и в процессе экс- нительно к машинам динамического дей-

плуатации компресс°рных машин. ствия. Кроме зависимостей Q = / (1вс ) ,

Экспериментальные исследования, выполненные на компрессоре ВП-50/8М и следует °пределять характеристики отш-ряде других машин [9], подтвердили ре- сигелшад индикат°рн°й мощности зультаты теоретического анализа. Полу- N = / (¿вс) и относительной удельной ченные аналитические и эксперименталь- . ные характеристики производительности мощности пуд = / (¿вс), что даст воз-

поршневых компрессоров при резонанс- можность всесторонне оценить влияние

ной интенсификации их работы, наряду с резонансной интенсификации на все тех-

температурными характеристиками [10], нико-экономические показатели поршне-дают возможность изготовителям и потре- вых компрессоров. бителям компрессорных машин выбирать

Библиографический список

1. Боднер, В. А. Повышение мощности двигателей внутреннего сгорания [Текст] /В. А. Боднер // Дизелестроение. — 1939. — № 9. - С. 17-22; №10-11. — С. 29-30.

2. Френкель, М. И. Поршневые компрессоры [Текст] /М. И. Френкель. — М. : Машиностроение, 1969. — 742с.

3. Пластинин, П. И. Поршневые компрессоры. Том1. Теория и расчет [Текст] / П. И. Пласти-нин. — М. : Колос, 2000. — 456 с.

4. Видякин, Ю. А. Колебания и вибрации в поршневых компрессорах [Текст] / Ю. А. Видякин, Т. Ф. Кондратьева, Ф. П. Петрова, А. Г. Платонов. — Л. : Машиностроение, 1972. — 224 с.

5. Гринь, Н. П. Поршневые воздушные компрессорные машины нового поколения для ВРУ, реализирующих циклы среднего и высокого давления [Текст] / Н. П. Гринь, Ю. Б. Наталуха, А. В. Смирнов // Технические газы. — 2009. — № 6. — С. 26-30.

6. Гогин, Ю. Н. Оптимальные режимы работы поршневых компрессоров [Текст] /Ю. Н. Го-гин, Ю. А. Рутковский, М. Г. Усачев //Вестник машиностроения. — 1967. — № 11. — С. 47-50.

7. Рутковский, Ю. А. Интенсификация работы оппозитных поршневых компрессоров акустическим наддувом [Текст] / Ю. А. Рутковский // Сборник трудов 13-й межд. научно-практической конференции по компрессоростроению. — Сумы : Изд-во СумГУ, 2004. — Т 2. — С. 101-106.

8. Рутковский, Ю. А. Резонансные волновые процессы во всасывающих системах поршневых компрессоров [Текст] /Ю. А. Рутковский // Технические газы. — 2010. — № 2. — С. 23-32.

9. Рутковский, Ю. А. Производительность поршневых компрессоров при использовании резонансного наддува [Текст] / Ю. А. Рутковский // Компрессорное и энергетическое машиностроение. — 2008-2009. - № 4(14), № 1(15). — С. 38-47.

10. Рутковский, Ю. А. Тепловые процессы и температурные характеристики поршневых компрессоров при наличии резонансных колебаний давления газа во всасывающей системе [Текст] / Ю. А. Рутковский // Компрессорное и энергетическое машиностроение. — 2009. — № 4(18). - С. 44-49.

11. Рутковский, Ю. А. Коэффициент подачи и производительность поршневого компрессора в условиях резонансной интенсификации его работы [Текст] / Ю. А. Рутковский // Компрессорное и энергетическое машиностроение. — 2010. — № 1(19). — С. 41-47.

© Рутковский Ю. А.

© Рутковский А. Ю.

Рекомендована к печати д.т.н., проф., зав. каф. СГДонГТУ Литвинским Г. Г.,

нач. ЦЛАМПАО «АМК» Мирошниченко А. В.

Статья поступила в редакцию 03.10.17.

к.т.н. Рутковський Ю. О., к.т.н. Рутковський О. Ю. (ДонДТУ, м. Алчевськ, ЛНР) РЕЗОНАНСН1 ЕКСПЛУАТАЦ1ЙН1 ХАРАКТЕРИСТИКИ ПОРШНЕВИХ КОМПРЕСОР1В

Наведено результати експериментальних досл1джень впливу коливань тиску газу у всмокту-вальтй системi поршневого компресора на основм параметри його роботи. Показано вплив ре-зонансних явищ в газових комунжащях компресора з цилтдрами подвтног дИ' на режими i еко-номiчнiсть роботи поршневих компресорiв в промислових умовах гх експлуатацИ'. Отримано аналтичт розрахунковi залежностi впливу коливань тиску газу на продуктивтсть, потуж-тсть i питому витрату енергп.

Ключовi слова: поршневий компресор, експериментальш до^дження, коливання тиску газу, резонансш явища, усмоктувальна система.

PhD Rutkovskyi Yu. A., PhD Rutkovskyi A. Yu. (DonSTU, Alchevsk, LPR) RESONANT OPERATIONAL CHARACTERISTICS OF PISTON COMPRESSOR

The results of experimental studies on the influence of gas pressure fluctuations in the suction system of a piston compressor on the main parameters of its operation are presented. There has been shown the influence of resonant phenomena in gas compressor communications with double-acting cylinders on the modes and efficiency of piston compressor operation in their industrial operational conditions. Analytical calculated dependences of the effect of gas pressure fluctuations on productivity, power and specific energy consumption are obtained.

Key words: piston compressor, experimental studies, gas-pressure fluctuations, resonance phenomena, suction system.