Курсовой проект по дисциплине машины низкоремпературной техники - Расчет поршневого компрессора - файл n1.doc

Курсовой проект по дисциплине машины низкоремпературной техники - Расчет поршневого компрессора
скачать (438.3 kb.)
Доступные файлы (7):
n1.doc741kb.25.12.2009 00:24скачать
n2.doc826kb.25.12.2009 22:02скачать
n3.bmp
n4.xls64kb.13.12.2009 15:47скачать
n5.doc42kb.25.12.2009 22:20скачать
n6.doc31kb.25.12.2009 22:04скачать
n7.doc28kb.25.12.2009 00:23скачать

n1.doc

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ


Холодопроизводительность Q0, кВт………………………………………220

Температура, єС:

кипения to .........................................................................................-5

конденсации tк..................................................................................30

Рабочее вещество ………………………………………………………….R717


  1. ТЕПЛОВОЙ И КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЕТ ПОРШНЕВОГО

КОМПРЕССОРА



Рисунок 1.1 Теоретический цикл одноступенчатой холодильной машины в P - h диаграмме

Термодинамические параметры в узловых точках теоретического цикла холодильной машины (рисунок 1.1) приведены в таблице 1.
Таблица 1 - Параметры узловых точек цикла





а

1

2

3

3’

4

P,МПа

0,35

0,35

1,15

1,15

1,15

0,35

t,

-5

4

88

30

28

-5



1675

1710

1868

560

555

555



-

0,36

-

-

-

-


Определяем удельную холодопроизводительность q0 1 кг хладагента по формуле 1.1

(1.1)



Определяем действительную объёмную производительность компрессора Gд, по формуле 1.2

(1.2)

где требуемая холодопроизводительность компрессора, кВт.



Определяем действительную объемную производительность компрессора по формуле 1.3

(1.3)

где - удельный объем всасываемого пара, м3/с;



Определяем степень повышения давления по формуле 1.4

(1.4)

где и – давления конденсации и кипения холодильного агента

соответственно, .



Определяем теоретический объем, описываемый поршнями по формуле 1.5

(1.5)

где – коэффициент подачи компрессора, =0,8 (рис. 2.2, [1, с. 106]).



По данному Vт подбираем стандартный поршневой компрессор:

Марки: П110.

Диаметр цилиндров , количество цилиндров z=4 с V-образным расположением и двухколенчатый вал с размещением колен под углом относительно друг друга. Угол между рядами цилиндров (угол развала) 90о, частота вращения коленчатого вала .

Определяем диаметр цилиндра компрессора по формуле 1.6

(1.6)

где =0,6..0,8, принимаем =0,65.



Определяем величину хода поршня по формуле 1.7

(1.7)



Определяем теоретический объем, описываемый поршнями, при принятых D и S по формуле 1.8

(1.8)



Определяем различие значений и :

;



Определяем удельную адиабатную работу компрессора по формуле 1.9

(1.9)



Определяем адиабатную мощность компрессора по формуле 1.10

(1.10)



Определяем максимальную индикаторную мощность компрессора по формуле 1.11

(1.11)

где где – показатель адиабаты, (k=1,3);

– наибольшее давление кипения, , (=681,1∙10і).



Определяем индикаторную мощность в расчетном режиме по формуле1.12

(1.12)

где – индикаторный коэффициент =0,82



Определяем мощность трения по формуле 1.13

(1.13)

где – давление трения, =60∙10і.



Определяем эффективную мощность по формуле 1.14

(1.14)



Определяем механический КПД компрессора по формуле 1.15

(1.15)



Определяем эффективный КПД компрессора по формуле 1.16

(1,16)


Определяем эффективный холодильный коэффициент по формуле 1.17

(1.17)



В качестве прототипа принимаю поршневой, бессальниковый компрессор П110.
2. РАСЧЕТ ГАЗОВОГО ТРАКТА В ПОРШНЕВОМ КОМПРЕССОРЕ




Определяем диаметр всасывающего патрубка компрессора по формуле 2.1

м; (2.1)

где ?- скорость пара во всасывающем патрубке,



Принимаем м.

Уточняем скорость пара во всасывающем патрубке по формуле 2.2

(2.2)



Определяем диаметр нагнетательного патрубка компрессора по формуле 2.3

м; (2.3)

где - удельный объем пара на нагнетании;

?н - скорость пара в нагнетательном патрубке,

- удельный объем пара на всасывании в компрессор.



Принимаем

Уточняем скорость пара в нагнетательном патрубке по формуле 2.4

(2.4)


Выбираем клапаны исходя из вида компрессора П110: кольцевые всасывающие и нагнетательные клапаны.

Рассчитываем кольцевой всасывающий клапан.

Проходные сечения в клапанах определяем из условия сплошности потока:

?f=cmFП

где ? – средняя скорость пара в сечении клапана, м/с;

сm =2,16 м/с – средняя скорость поршня;

Площадь проходного сечения в кольцевом всасывающем клапане:



где скорость пара в кольцевом всасывающем клапане;



Определяем площадь поршня по формуле 2.5

(2.5)



Определяем внутренний диаметр по формуле 2.6

(2.6)

где h – высота подъёма пластины клапана, h=0,0015 м.



Принимаем

Площадь проходного сечения в отверстиях всасывающего клапана рассчитываем по формуле 2.7:

(2.7)

где ?с.в.к.=27 м/с – скорость пара в кольцевом всасывающем клапане;



Рассчитываем диаметр отверстий по формуле 2.8:



где n = 30 – число отверстий;


Рассчитываем кольцевой нагнетательный клапан.

Определяем площадь проходного сечения кольцевого нагнетатедьного клапана по формуле 2.9

(2.9)

где


Средний диаметр кольцевой пластины рассчитываем по формуле 2.10:

(2.10)

где h = 0,0011 м – принятая высота подъёма пластины клапана;



Определяем площадь проходного сечения по формуле 2.11

(2.11)

где ?с.н.к.=33 м/с – скорость пара в седле кольцевого нагнетательного клапана;



Ширина кольцевого канала в седле нагнетательного клапана рассчитываем по формуле 2.12:

(2.12)

где rср=0,0365 м – средний радиус кольцевого клапана;



Принимаем m=0,0035 м, тогда:





2.1 Расчет газодинамических потерь в газовом тракте компрессора
Определяем гидравлические потери во всасывающем вентиле компрессора по формуле 2.13

(2.13)

где - принятый коэффициент местного сопротивления проходного

вентиля;

- плотность пара R717 на всасывании,.



Определяем гидравлические потери в нагнетательном вентиле компрессора по формуле 2.14

(2.14)

где - принятый коэффициент местного сопротивления проходного

вентиля;

- плотность пара R717 на нагнетании, .



Определяем эквивалентную площадь всасывающего клапана по формуле 2.15

(2.15)

где - коэффициент местного

сопротивления.



Определяем условную постоянную скорость пара во всасывающем клапане по формуле 2.16

(2.16)



Определяем скорость звука на всасывание по формуле 2.17

(2.17)

где - показатель адиабаты;

- газовая постоянная;

- температура на всасывание.



Определяем критерий скорости потока пара во всасывающем клапане по формуле 2.18

(2.18)



Рассчитанное не должно превышать 0,250.

Определяем гидравлические потери во всасывающем клапане по формуле 2.19

(2.19)



Определяем эквивалентную площадь нагнетательного клапана по формуле 2.20

(2.20)



Определяем условную постоянную скорость пара в нагнетательном клапане по формуле 2.21

(2.21)



Определяем скорость звука на нагнетание по формуле 2.22

(2.22)

где - показатель адиабаты;

- температура на нагнетание.



Определяем критерий скорости потока пара в нагнетательном клапане по формуле 2.23

(2.23)



Рассчитанное не должно превышать 0,250.

Определяем гидравлические потери в нагнетательном клапане по формуле 2.24

(2.24)



Определяем гидравлические потери на стороне всасывания по формуле 2.25

(2.25)



Определяем гидравлические потери на стороне нагнетания по формуле 2.26

(2.26)




3. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА


3.1 Построение расчетной индикаторной диаграммы
Индикаторная диаграмма строится в системе координат . По оси абсцисс в принятом масштабе откладываем значения мертвого пространства и ход поршня . По оси ординат в масштабе откладываем силы от давления пара на поршень. Ордината, соответствующая .

Определяем силу давления всасывания по формуле 3.1

(3.1)



Определяем силу от давления кипения

.

Определяем силу от давления конденсации



Определяем силу от давления нагнетания по формуле 3.2

(3.2)



При построении политроп сжатия и обратного расширения необходимо провести вспомогательный луч из начала координат под произвольным углом к оси абсцисс (рекомендуемый ) и задаться значениями показателей политропы сжатия и обратного расширения : для фреоновых компрессоров и .

Принимаем угол , показатель политропы сжатия , расширения .

Угол вспомогательного луча .
3.2Построение диаграммы суммарной свободной силы
Масштабы длин и сил на диаграмме суммарной свободной силы принимаем такими же, как и на индикаторной диаграмме. По оси абсцисс откладываем двойной ход поршня, по оси ординат – силы .

Над диаграммой суммарной свободной силы проводим две полуокружности диаметром, равным ходу поршня. Из центров 0 полуокружностей к середине диаграммы, в принятом масштабе, откладываем отрезки 00’ длиной , , где - половина хода поршня, - длина шатуна. Из точки 0’ через угол проводим линии до пересечения с полуокружностями.

Для расчета сил инерции первого и второго порядков определим угловую скорость вала компрессора и массу поступательно движущихся частей.

Определим угловую скорость вала компрессора по формуле 3.3

(3.3)



Определим массу поршня по формуле 3.4

(3.4)





Определим массу поршневого пальца по формуле 3.5

(3.5)





Принимаем массу шатуна .

Определяем массу поступательно движущихся частей по формуле 3.6

(3.6)



Определяем силы инерции по формулам:

(3.7)

(3.8)

. (3.9)

Результаты расчета сил инерции в зависимости от угла поворота кривошипа приведены в таблице 1.

Силу трения условно принимаем постоянной.

Определяем силу трения для одного цилиндра по формуле 3.10

(3.10)

где ;

.


Таблица 1 - Результаты расчета сил инерции


?

COS(?)

?COS(2?)

Iп1

Iп2

Iп

0

1

0,142

-3459,975747

-491,3166

-3951,2923

15

0,965925826

0,12297561

-3342,079932

-425,4926

-3767,5726

30

0,866025404

0,071

-2996,426893

-245,6583

-3242,0852

45

0,707106781

0

-2446,572313

0

-2446,5723

60

0,5

-0,071

-1729,987873

245,6583

-1484,3296

75

0,258819045

-0,12297561

-895,5076188

425,4926

-470,015

90

0

-0,142

0

491,3166

491,316556

105

-0,258819045

-0,12297561

895,5076188

425,4926

1321,00024

120

-0,5

-0,071

1729,987873

245,6583

1975,64615

135

-0,707106781

0

2446,572313

0

2446,57231

150

-0,866025404

0,071

2996,426893

-245,6583

2750,76862

165

-0,965925826

0,12297561

3342,079932

-425,4926

2916,58731

180

-1

0,142

3459,975747

-491,3166

2968,65919

195

-0,965925826

0,12297561

3342,079932

-425,4926

2916,58731

210

-0,866025404

0,071

2996,426893

-245,6583

2750,76862

225

-0,707106781

0

2446,572313

0

2446,57231

240

-0,5

-0,071

1729,987873

245,6583

1975,64615

255

-0,258819045

-0,12297561

895,5076188

425,4926

1321,00024

270

0

-0,142

0

491,3166

491,316556

285

0,258819045

-0,12297561

-895,5076188

425,4926

-470,015

300

0,5

-0,071

-1729,987873

245,6583

-1484,3296

315

0,707106781

0

-2446,572313

0

-2446,5723

330

0,866025404

0,071

-2996,426893

-245,6583

-3242,0852

345

0,965925826

0,12297561

-3342,079932

-425,4926

-3767,5726



3.3 Построение диаграммы суммарной тангенциальной силы
Тангенциальную силу для одного цилиндра рассчитываем на основе полученных выше значений суммарной свободной силы для 24 положений кривошипа.

На диаграмме суммарной тангенциальной силы в координатах строим кривую тангенциальных сил для одного цилиндра. Затем, последовательно смещая по углу поворота кривошипа кривую тангенциальных сил одного цилиндра на угол развала между рядами компрессора, равный , строим кривые тангенциальных сил для всех цилиндров Кривую суммарной тангенциальной силы получаем сложением ординат всех кривых тангенциальных сил.

Силу трения вращающихся частей компрессора принимаем постоянной. Ее влияние учитываем смещением начала отсчета ординат суммарной кривой тангенциальных сил от оси абсцисс на отрезок 00’, равный в масштабе сил диаграммы значению силы :


Таблица 3 - Результаты расчета тангенциальных и радиальных сил


P

Sin(?+?)/Cos?

Pt

Cos(?+?)/Cos?

Pr

Pr'

Pr"

?

5783,801697

0

0

1

5783,801697

2378,852

523,6407

0

717,6014491

0,294343045

-211,22099

0,956407199

686,3191921

-2718,63

-4573,84

15

-3356,911171

0,561643372

1885,38691

0,830435586

-2787,6985

-6192,65

-8047,86

30

-3024,918313

0,778467421

2354,80036

0,635746141

-1923,08014

-5328,03

-7183,24

45

-2062,675595

0,927983488

1914,12889

0,39268545

-809,982694

-4214,93

-6070,14

60

-1048,361

1,001764549

1050,21088

0,125067112

-131,115483

-3536,06

-5391,28

75

-87,02944397

1

87,029444

-0,143453665

12,48469271

-3392,46

-5247,68

90

742,6542376

0,930087104

-690,73312

-0,392570978

-291,5445

-3696,49

-5551,71

105

1397,300151

0,804067319

-1123,5233

-0,60731455

-848,600713

-4253,55

-6108,76

120

1868,226313

0,635746141

-1187,7176

-0,778467421

-1454,35332

-4859,3

-6714,51

135

2172,422615

0,438356628

-952,29585

-0,901615221

-1958,6893

-5363,64

-7218,85

150

2338,241313

0,223295045

-522,1177

-0,975444453

-2280,82452

-5685,77

-7540,99

165

3383,485191

0

0

-1

-3383,48519

-6788,43

-8643,65

180

3391,413313

-0,29434304

998,238921

-0,956407199

-3243,57211

-6648,52

-8503,73

195

3365,594615

-0,56164337

1890,26391

-0,830435586

-2794,90954

-6199,86

-8055,07

210

3361,398313

-0,77846742

2616,73908

-0,635746141

-2136,99601

-5541,95

-7397,16

225

3690,472151

-0,92798349

3424,69722

-0,39268545

-1449,19472

-4854,14

-6709,36

240

4035,826238

-1,00176455

4042,94765

-0,125067112

-504,749133

-3909,7

-5764,91

255

4806,142556

-1

4806,14256

0,143453665

689,4587646

-2715,49

-4570,7

270

6644,811

-0,9300871

6180,25302

0,392570978

2608,559953

-796,389

-2651,6

285

9080,416405

-0,80406732

7301,26608

0,60731455

5514,669005

2109,72

254,508

300

8118,173687

-0,63574614

5161,09759

0,778467421

6319,733737

2914,784

1059,573

315

7322,660829

-0,43835663

3209,93691

0,901615221

6602,222463

3197,273

1342,061

330

6797,173449

-0,22329505

1517,77515

0,975444453

6630,265139

3225,316

1370,104

345

3.4 Построение диаграммы радиальных сил

В радиальном направлении на кривошип кроме радиальной силы действуют постоянные по величине силы инерции от массы части шатунной шейки, приходящиеся на один шатун, и от вращающихся части шатуна .

Определяем силы инерции по формуле 3.11

(3.11)







Определяем силы инерции по формуле 3.12

(3.12)







Результирующая сила, действующая на шатунный подшипник рассчитывается по формуле 3.13

(3.13)

Результирующая сила, действующая на вал компрессора рассчитывается по формуле 3.14

Н. (3.14)
3.5 Уравновешивание
На опоры коленчатого вала, корпус и раму компрессора передаются неуравновешенные силы и моменты, вызывая вибрацию, дополнительные нагрузки на детали компрессора и расход мощности. Анализ сил, действующих в компрессоре, показывает, что силы от давления пара, приложенные одновременно к поршню и крышке цилиндра, замыкаются внутри компрессора и на раму не передаются, силы инерции , , , а в многорядных компрессорах и моменты от этих сил могут быть неуравновешенными.

При проектировании компрессоров путем выбора схем расположения кривошипов коленчатого вала и цилиндров, при которых суммарные силы инерции , , , а также моменты этих сил , , , были бы равны нулю. С учетом сил инерции высоких порядков ввиду необходимости значительного усложнения конструкции полное уравновешивание практически неосуществимо.

Расчет уравновешивания заключается в определении необходимой массы противовесов. При выбранной компоновке компрессора и коленчатом вале масса противовеса, приведенная к радиусу кривошипа равна:

, кг,

где – часть приведенной к радиусу кривошипа массы противовеса,

уравновешивающая моменты сил инерции первого порядка, кг.




Рисунок 3.1 Схема размещения противовесов






– часть приведенной к радиусу кривошипа массы противовеса,

уравновешивающая моменты сил инерции неуравновешенных

вращающихся масс, кг.



, кг,







м3.













Определяем массу противовеса по формуле 3.15

(3,15)





Определяем угол габарита противовеса по формуле 3.16

(3.16)



При расчете коленчатого вала на прочность и жесткость необходимо учитывать силу инерции Iпр и силу неуравновешенной части щеки Iщ



Учебный материал
© bib.convdocs.org
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации