Раздел 1. Термодинамический расчет поршневого компрессора

Оглавление

 Введение …………………………………………………...……………………..2

1.Раздел 1. Термодинамический расчет поршневого компрессора ……………………...…………………………………..……….......3

1.1. Распределение повышения давления по ступеням……………….………..3

1.2. Определение коэффициентов подачи……………………..……….........…..4

1.3. Определение основных размеров и параметров компрессора……………………………………………………..…..………….....6

1.4 Определение мощности привода компрессора……….………….…………...……..…..…………..………..9

1.5. Определение температуры нагнетания…………………………………....11

1.6.Выбор клапанов по пропускной способности……………………………..11

1.7.Подбор пружин клапанов………………………………………………...…12

2. Раздел 2. Динамический расчет.....................................................................................................................17

2.1. Уравновешивание компрессора…………………………………..………17

2.2. Построение индикаторной диаграммы………………………………....…20

2.3. Построение силовых диаграмм…………………….……...……………....22

2.4. Построение диаграмм суммарного противодействующего момента………………………………………………………………………..…28

Заключение ……….……………………………………………………………..32

Список литературы ……………………………………………………....…….33

                                                 

Введение

 

В данном курсовом проекте необходимо выбрать и проанализировать схему поршневого компрессора. Провести термодинамический расчет, в котором нужно определить число ступеней сжатия, диаметр цилиндра, подобрать электродвигатель. В динамическом расчете требуется уравновесить компрессор, построить индикаторные, силовые диаграммы, а также диаграммы суммарного противодействующего момента.

 

Раздел 1. Термодинамический расчет поршневого компрессора

Исходные данные:

Производительность V – 4,5 м3/мин.

Давление всасывания Р_вс=0,4 МПа.

Давление нагнетания Р_н=1,3 МПа.

Температура всасывания Т – 288 К.

Газ – воздух.

Показатель адиабаты газа k = 1,4.

База – L-образный (2П).

Распределение повышения давления по ступеням

Общее отношение давлений компрессора

 

  (1.1)

 

Таблица 1 – Число ступеней.

Одна	4…7	Пять	150…1000
Две	6…30	Шесть	200…1100
Три	14…150	Семь	600…1500
Четыре	36…400

 

Принимаем число ступеней сжатия z=1

Относительные потери давления на всасывании в ступени

  (1.2)

где А – коэффициент, учитывающий совершенство компрессора, А=2,66 [1];

Относительные потери на нагнетании определим:

  (1.3)

где А – коэффициент, учитывающий совершенство компрессора, А=2,66 [1];

Осредненные давления  и  находим по формулам (1.4), (1.5):

(1.4)

(1.5)

Для удобства результаты расчета сводим в таблицу 2.

 

Таблица 2 – Результаты расчета.

 

Параметр	Первая ступень
Номинальное давление, МПа
Всасывание	0,4
Нагнетание	1.3
Осредненное давление в цилиндре, МПа
Всасывание	0,387
Нагнетание	1.372
Относительное повышение давления в цилиндре
	3.55

Определение температуры нагнетания.

Принимая, что сжатие воздуха происходит адиабатически (k=1,4), находим температуру нагнетания по формуле (1.25):

  (1.25)

Для компрессора:       

 

Подбор пружин клапанов

Найдём скорректированное значение эквивалентной скорости в клапане [4]:

Скорректированное значение критерия скорости в клапане [4]:

;

.

По скорректированному значению критерия скорости в клапане, используя диаграмму зависимости  от F[3], выбираем максимальное значение потери давления в клапане

Рисунок 1 – Зависимость от F

 

 

Выбор силы упругости пружины кольцевых клапанов соответствует условию:              

где  - минимальное значение перепада давления в клапане, требуемого для преодоления силы упругости пружины при полном открытии клапана.

Принимаем:  тогда

Минимальный перепад давления, необходимый для полного открытия клапана:

,

где Р – номинальное давление газа, протекающего в клапане  

Найдём отношение :

Всасывающие клапаны:

Нагнетательные клапаны:

- на основании полученного значения по рекомендации выбираем коэффициент давления потока   [4]

Рисунок 2 ­- Коэффициент давления потока для кольцевых и дисковых клапанов

Далее рассчитываем приведенную силу упругости пружины из соотношения, справедливого для кольцевых клапанов:

 отсюда

Округляем значения приведённой силы упругости пружины до ближайшего номинального значения из стандартного ряда:

, .

Рассчитаем силу давления пружины на пластины клапана по формуле:

,

Где .

Получаем:

 

На этом тепловой расчет завершён. Для удобства составим в конце итоговую таблицу с его наиболее важными результатами:

 

 

Таблица 7 – Итоговая таблица данных.

№ п/п	Параметр	I ступень
		Всасывание	Нагнетание
1	Число цилиндров	2
2	Диаметры цилиндров Di, м	0,145
3	Площадь поршня , м^2	0,0165
4	Объем описываемый поршнями Vhi, м^3/с	0,0966
5	Температура Ti, К	288	413,6
6	Давление pi, МПа	0,4	1,3
7	Число клапанов zi	2	2
8	Коэффициент подачи λi	0,766
9	Индикаторная мощность компрессора Nu, кВт	47,57
10	Частота вращения коленчатого вала n0, с^-1	16,67
11	Мощность эл. двигателя Nэд, кВт	75
12	КПД ηиз	0,92

 

Уравновешивание компрессора

Рассмотрим механизм движения компрессора – коленчатый вал, шатун, крейцкопф, шток, поршень. Из них поршень, шток и крейцкопф совершают только возвратно-поступательные движения, коленчатый вал – вращательное, шатун – сложно-плоское, которое можно рассматривать как результат сложения двух движений: возвратно-поступательного вместе с крейцкопфом и вращательного вместе с коленчатым валом. В связи с этим массу шатуна m_ш разбивают на две части: m_шs = 0,3 m_ш и m_шr = 0,7 m_ш.

 

Таблица 8 – Массы элементов кривошипно-шатунного механизма

№ п/п	Наименование	Масса, кг
		I ступень
1	Поршень mп	10
2	Шток	8
3	Шатун mш	7,5
4	Крейцкопф	5
5	Колено вала mк	25

 

Массу колена вала, совершающую вращательное движение, приводят к пальцу кривошипа. Таким образом, масса возвратно-поступательно движущихся частей, приведенная к центру крейцкопфного пальца, для каждого ряда будет определяться следующим образом:

.

Масса вращающихся частей составит

m_r = m_к + m_шr.

Для ряда первой ступени

Первая ступень:

Масса вращающихся частей составит:

                                   (2.1)

где S – ход поршня.

 

Остальные величины, необходимые для расчета, составляют:

радиус кривошипа, м

, где S = 0,09 м – ход поршня;

угловая скорость вращения вала, рад/с,

;

, где l – длина шатуна.

  

Рисунок 3–Схема уравновешивания поршневого компрессор

Построение силовых диаграмм

Выполним построение диаграмм поршневых сил. По оси ординат будем откладывать усилия вдоль оси ряда Р, а по оси абсцисс — угол поворота коленчатого вала . При перенесении усилий с индикаторных диаграмм на силовую диаграмму учтем поправку Брикса е, введение которой приводит в соответствие углы поворота коленчатого вала и перемещения поршня. На силовую диаграмму наносим также силу инерции возвратно-поступательно движущихся масс и силу трения в цилиндропоршневой группе.

Силу трения P_тр в рядах полагают постоянной по модулю и меняющую знак в мертвых точках. Так как компрессор имеет дифференциальные поршни, объединим мощности для первого и третьего цилиндра, и для второго и четвертого цилиндра. Для её расчета воспользуемся формулой [5]:

где  - индикаторная мощность в ряду, - механический коэффициент полезного действия компрессора ().

Подставим значения в формулу

Силы инерции рассчитаем по формуле:

Все точки рассчитываются аналогично. В связи с этим остальные расчеты представим в виде таблицы 10.

Таблица 10. – Результаты расчета сил

ωt	Рг(сторона крышки)	Рг(сторона вала)	Is,Кн	Ртр,Кн	Рсум,Кн
0	-22,8	6,4	14,7	0,5	-1,19
15	-12,8	6,4	13,98	0,5	8,08
30	-6,8	7,2	11,91	0,5	12,81
45	-6,4	8	8,8	0,5	10,91
60	-6,4	9,6	5,11	0,5	8,81
75	-6,4	12,4	1,28	0,5	7,78
90	-6,4	17,2	-2,24	0,5	9,05
105	-6,4	22,8	-5,17	0,5	11,73
120	-6,4	22,8	-7,35	0,5	9,54
135	-6,4	22,8	-8,81	0,5	8,08
150	-6,4	22,8	-9,67	0,5	7,22
165	-6,4	22,8	-10,1	0,5	6,8

Таблица 10.1- Продолжение

180	-6,4	22,8	-10,22	0	6,17
195	-6,4	20,4	-10,1	--0,5	3,4
210	-6,8	8,4	-9,67	-0,5	-8,57
225	-7,6	6,4	-8,8	--0,5	-10,51
240	-8,8	6,4	-7,35	-0,5	-10,25
255	-10,8	6,4	-5,17	-0,5	-10,06
270	-13,6	6,4	-2,24	-0,5	-9,94
285	-19,2	6,4	1,28	-0,5	-12,02
300	-22,8	6,4	5,11	-0,5	-11,78
315	-22,8	6,4	8,8	-0,5	-8,08
330	-22,8	6,4	11,91	-0,5	-4,98
345	-22,8	6,4	13,98	-0,5	-2,91
360	-22,8	6,4	14,7	-0,5	-2,19

 

После нанесения на диаграмму всех сил, действующих в данном ряду компрессора, проводим их графическое суммирование и получаем график суммарной поршневой силы Р_Σi (ее значения приведены в табл. 10). Следует обратить внимание на то, что в мертвых точках кривая суммарной поршневой силы терпит разрыв, равный удвоенной силе трения в ряду.

Построение силовых диаграмм для ступени иллюстрирует рис. 5.

Рисунок 5-Силовая диаграмма.

Нормальные силы, действующие на стенки цилиндра, определим по формуле:

,

где β – угол между осями цилиндра и шатуна: sinβ = λsinɑ.

Усилия по шатуну определяем по формуле .

Тангенциальные усилия на кривошипе: P_t = P_шsin (ɑ + β).

Радиальные усилия на кривошип: P_r = P_шcos (ɑ + β).

Приведем пример расчета , , , ,  при угле поворота коленчатого вала .

Нормальные силы, действующие на стенки цилиндра, определим по формуле [5]:

где - угол между осями цилиндра и шатуна: .

Подставим в формулу значения:    

Усилия по шатуну определяем по формуле [6]:

Подставляем значения в формулу:

 

Тангенсальные усилия на кривошипе найдем по формуле [5]:

 Подставляем значения в формулу:    

Радиальные усилия на кривошип определяем по формуле [5]:

 Подставляем значения в формулу:

Диаграммы нормальных и радиальных сил представлены на рис. 6  и 7 соответственно.

Рисунок 6- Диаграмма нормальных сил

Рисунок 7- Диаграмма радиальных сил

Усилия на шатунную шейку вала определяем по формуле [5]:

где - центробежная сила от вращающейся части шатуна, ее значение определяем по формуле [5]:

Для других углов поворота коленчатого вала расчеты производятся аналогично. Результаты расчетов сведем в таблицу 11.

Таблица 11 – Результаты расчета сил

ωt	β	N	Рш	Pt	Pr	Q
0	0	0	-1,19107	0	-1,19107	1,126071
15	0,046604	0,377003	8,092371	2,456342	7,710567	8,154328
30	0,090122	1,158234	12,86927	7,411581	10,52077	12,92246
45	0,127625	1,400545	11,00372	8,707856	6,727187	11,04358
60	0,156523	1,390455	8,919771	8,325543	3,201196	8,943305
75	0,174755	1,374151	7,903474	7,873552	0,687086	7,90939
90	0,180986	1,657195	9,206641	9,056265	-1,6572	9,195163
105	0,174755	2,071112	11,91207	10,79488	-5,03665	11,88473
120	0,156523	1,506417	9,663671	7,513468	-6,07736	9,622926
135	0,127625	1,03759	8,152078	4,983821	-6,45119	8,100738
150	0,090122	0,653053	7,25614	3,047786	-6,58503	7,197204
165	0,046604	0,317264	6,810073	1,45421	-6,653	6,746587
180	2,21E-17	1,36E-16	6,178541	7,57E-16	-6,17854	6,113541
195	-0,0466	-0,15869	3,406377	-0,72739	-3,32781	3,342905
210	-0,09012	0,774742	-8,60824	3,615708	7,812073	8,667273
225	-0,12763	1,349215	-10,6004	6,480639	8,388718	10,65195
240	-0,15652	1,618296	-10,3814	8,071479	6,528718	10,42237
255	-0,17475	1,777803	-10,2251	9,266126	4,323369	10,25275
270	-0,18099	1,819592	-10,1088	9,943735	1,819592	10,12075
285	-0,17475	2,121653	-12,2028	12,15656	-1,06084	12,19728
300	-0,15652	1,86051	-11,9352	11,14006	-4,28339	11,912
315	-0,12763	1,03759	-8,15208	6,451195	-4,98382	8,112503
330	-0,09012	0,450294	-5,00326	2,881445	-4,09022	4,950266
345	-0,0466	0,136016	-2,91959	0,886205	-2,78184	2,857721
360	-4,4E-17	9,66E-17	-2,19107	5,37E-16	-2,19107	2,126071

 

По данным таблицы 11 строим векторные диаграммы сил Q_i, действующих на шатунную шейку каждого ряда (рис. 8).

Рисунок 8-Векторная диаграмма сил, действующих на шейку вала:

Заключение

 

В результате выполнения курсовой работы спроектирован поршневой компрессор производительностью 4,5 м³/мин.

Число ступеней – 1. Диаметр цилиндра ступени – 145 мм, база –L-образная.

Давление всасывания – 0,4 МПа, нагнетания – 1,3 МПа. Охлаждение цилиндров – водяное. Смазка цилиндров, сальников, механизма движения – разбрызгиванием. Клапаны – Кольцевые.

 

Список литературы

1.Френкель М.И. Поршневые компрессоры. – СПб: «Машиностроение», 1969.-737с.

2.Пластинин П.И. Поршневые компрессоры (1 том).– М.: «Колос», 2000.

3.Пластинин П.И. Поршневые компрессоры (2 том).– М.: «Колос», 2008.

4.Поршневые компрессоры/ Б.С. Фотин [и др.]; под общ. ред. Б.С. Фотина. - Л.: Машиностроение, 1987. - 372 с.

5.Теория, расчет и конструирование поршневых компрессоров: Учебное пособие по курсовому проектированию / В.Л. Юша. – Омск: Изд – во ОмГТУ, 2006. – 120 с.

 

 

Оглавление

 Введение …………………………………………………...……………………..2

1.Раздел 1. Термодинамический расчет поршневого компрессора ……………………...…………………………………..……….......3

1.1. Распределение повышения давления по ступеням……………….………..3

1.2. Определение коэффициентов подачи……………………..……….........…..4

1.3. Определение основных размеров и параметров компрессора……………………………………………………..…..………….....6

1.4 Определение мощности привода компрессора……….………….…………...……..…..…………..………..9

1.5. Определение температуры нагнетания…………………………………....11

1.6.Выбор клапанов по пропускной способности……………………………..11

1.7.Подбор пружин клапанов………………………………………………...…12

2. Раздел 2. Динамический расчет.....................................................................................................................17

2.1. Уравновешивание компрессора…………………………………..………17

2.2. Построение индикаторной диаграммы………………………………....…20

2.3. Построение силовых диаграмм…………………….……...……………....22

2.4. Построение диаграмм суммарного противодействующего момента………………………………………………………………………..…28

Заключение ……….……………………………………………………………..32

Список литературы ……………………………………………………....…….33

                                                 

Введение

 

В данном курсовом проекте необходимо выбрать и проанализировать схему поршневого компрессора. Провести термодинамический расчет, в котором нужно определить число ступеней сжатия, диаметр цилиндра, подобрать электродвигатель. В динамическом расчете требуется уравновесить компрессор, построить индикаторные, силовые диаграммы, а также диаграммы суммарного противодействующего момента.

 

Раздел 1. Термодинамический расчет поршневого компрессора

Исходные данные:

Производительность V – 4,5 м3/мин.

Давление всасывания Р_вс=0,4 МПа.

Давление нагнетания Р_н=1,3 МПа.

Температура всасывания Т – 288 К.

Газ – воздух.

Показатель адиабаты газа k = 1,4.

База – L-образный (2П).