Расчет поршневого компрессора по инженерной методике

Содержание

1. Определение базы компрессора.

2. Предварительное определение мощности компрессора.

3. Определение параметров базы.

4. Определение требуемого числа ступеней.

5. Выбор компрессора.

6. Определение номинального усилия базы.

7. Определение плотности газа по ступеням.

8. Определение массовой производительности компрессора за цикл.

9. Конструктивный расчет компрессора.

9.1. Определение предварительных значений относительных мертвых пространств по ступеням.

9.2. Расчет объемного коэффициента.

9.3. Расчет коэффициента подогрева.

9.4. Выбор коэффициента давления.

9.5. Оценка статической негерметичности элементов ступени.

9.6. Оценка динамической негерметичности ступеней.

9.7. Задание коэффициента влажности.

9.8. Определение коэффициента подачи ступеней.

9.9. Определение рабочих объемов цилиндров.

9.10. Определение активной площади поршней.

9.11. Расчет диаметров ступеней с учетом конструкционных особенностей.

9.12. Расчет поршневых сил.

9.13. Расчет производительности компрессора.

9.14. Расчет потребляемой мощности.

9.15. Относительные потери давления.

9.16. Относительные суммарные потери мощности.

9.17. Расчет индикаторной мощности.

9.18. Расчет мощности компрессора

9.19. Расчет мощности двигателя.

9.20. Выбор клапанов.

9.21. Подбор поршневых колец.

10. Смазка элементов компрессора.

11. Изменение производительности методом дросселирования.

12. Индивидуальное задание

13. Выводы

Приложение 1. Оптимизация расчета по программе «Комдет»

Список литературы

 

 

Задание по курсовому проектированию

Рассчитать и спроектировать поршневой компрессор на основе следующих данных:

Р_вс = 0,1 МПа - давление на входе в 1-ю ступень компрессора

Р_нг = 1,1 МПа - давление на выходе из последней ступени компрессора

V_вс = 6 м³/мин - объёмная производительность компрессора

Т_вс = 293 К - температура всасываемого газа

Рабочий газ: воздух

Охлаждение: воздушное

 

 

Расчет поршневого компрессора по инженерной методике

1. Определение базы компрессора

Определение производительности компрессора при t = 20⁰C и Р = 760 мм рт. ст. (н.у.)

Давление при н.у.:

P_н.у.= = = 1,033 атм = 0,1033 МПа

Плотность воздуха при н. у.:

P_н.у.= = = 1,228 кг/м³

Плотность воздуха на всасывании:

P_вс.= = = 1,189 кг/м³

Объем всасываемого воздуха:

V_вс = = = 0,097 нм³/с

Производительность компрессора по условиям всасывания при нормальных условиях составляет V_вс = 0,097 нм³/с, что согласно таблице 2.1 стр. 20 [1] соответствует Ш-образной базе.

2. Предварительное определение мощности компрессора

Изотермический КПД компрессора подбирается из условия:

0,55≤η_из≤0,65

Принятый изотермический КПД составляет η_из=0,6

η_из = , где

- изотермическая мощность компрессора:

N_из =

N_из = = 23979 Вт

 

- мощность на валу проектируемого компрессора:

N_к= = = 39964 Вт

3. Определение параметров базы

Определение количества ступеней в ряду базы по с. 22 рис. 2.1 [1]

Мощность на валу проектируемого компрессора N_к = 39964 Вт, что соответствует базе 3Ш с числом рядов z_р = 3.

4. Определение требуемого числа ступеней

с. 21 п. 2.2 [1]

Т_нг.max = 453К – максимальная температура нагнетания для транспортных машин с воздушным охлаждением

Т_вс.1 = 293К – температура всасывания газа в первую ступень

Т_вс.2 = 313К – температура всасывания газа во вторую ступень (на 20 К больше, чем температура всасывания в первую ступень)

T_нг.1 = Т_нг.2 – температуры нагнетания на первой и второй ступенях должны быть одинаковыми, из чего следует, что:

Т_нг.1= ,

Т_нг.2= ,

р_нг1 принимается равным 0,372 МПа. Тогда:

Т_нг1= = 426,46 К

Т_нг2= = 426,65 К

Расхождение Т_нг1 и Т_нг2 составляет 0,04% , поэтому давление нагнетания на первой ступени окончательно принимается равным

р_нг1 = 0,372 МПа

 

 

П₁ = = = 3,72

П₂ = = = 2,957

5. Выбор компрессора

с. 25 рис. 2.2. “д” [1]

 

Рис. 1. Двухступенчатый трёхрядный компрессор, Ш-образная база.

6. Определение номинального усилия базы

с. 24 п. 2.2 [1]

1) N_р – максимальная мощность ряда

N_р = = = 13321 Вт = 13,321 кВт

= = 2,589 кВт

По с. 15 рис. 1.7 [1]:

= 2,25 => П_б = 3,426 кН.

2) Из уравнения 1.1 [1]:

П_б= = = 9,198 кН

Параметры базы с. 18 табл. 1.2 [1]:

П_б = 10 кН;

z_p = 3;

S_п = 75 мм;

n = 25 = 1500 об/мин;

N_p = 15-20 кВт;

d_шт = 20 мм;

7. Определение плотности газа по ступеням

с. 34 п. 2.3 [1]

ρ_всi = ,

ρ_вс1 = = 1,189 кг/м³

ρ_вс2 = = 4,14 кг/м³

8. Определение массовой производительности компрессора за цикл

с. 34 п. 2.4 [1]

m’ = ρ_вс1V_вс = const – по всем ступеням, если не учитывать утечки газа;

V_вс = 0,1 м³/с

m’ = 1,189·0,1 = 0,1189 кг/с = 428,04 кг/ч

m_k = = = 0,00475 кг/об, где

m_k – массовый расход за один оборот коленчатого вала,

n – частота вращения вала компрессора (задается равной частоте вращения вала принятой базы)

 

9. Конструктивный расчет компрессора

9.1. Определение предварительных значений относительных мертвых пространств по ступеням

с. 34 п. 2.4.1 [1]

α_i=α₁ + (0,02 0,04)(i-1),

α₁ – относительное мертвое пространство 1 ступени сжатия;

α₂ – относительное мертвое пространство 2 ступени сжатия;

Допустимое значение α₁ находится в диапазоне 0,06 0,15 , в данном расчете принимается α₁= 0,07;

α₂ = 0,07+0,03 = 0,1

9.2. Расчет объемного коэффициента

с. 35 п. 2.5.2 [1]

λ_0i = 1- α_i( - 1),

n_p – показатель условной политропы конечных параметров при расширении газа из мертвого пространства ступени

n_p = 0,975n_сж, n_сж=0,975 к

к = 1,4

n_сж = 0,975 1,4 = 1,365;

n_p = 0,975 1,365 = 1,331;

λ₀₁ = 1- 0,07( -1) = 0,882;

λ₀₂ = 1- 0,1( -1) = 0,874;

9.3. Расчет коэффициента подогрева

с. 35 п. 2.5.3 [1]

λ_Тi =(1 - δ_T)-C(П_i-1)

Относительные тепловые потери принимаются равными δ_T = 0,01; коэффициент, учитывающий способ охлаждения С = 0,02 , т.к. способ охлаждения - воздушный

λ_Т1 = (1-0,01)-0,02(3,72-1) = 0,9356,

λ_Т2 = (1-0,01)-0,02(2,957-1) = 0,9508;

9.4. Выбор коэффициента давления

с. 36 п. 2.5.5 [1]

Принимается равным для первой ступени λ_р1 = 0,98 и λ_р2 = 0,99 для второй ступени.

9.5. Оценка статической негерметичности элементов ступени

с. 36 п. 2.5.5 [1]

ν_пр=ν_кл+ν_П – коэффициент протечек, складывающийся из суммарных относительных протечек через закрытые клапаны ступеней (для данного расчета принимаются равными ν_кл = 0,02), и относительных протечек через уплотнения поршня (ν_П = 0,01)

Тогда: ν_пр = 0,02+0,01 = 0,03

9.6. Оценка динамической негерметичности ступеней

с. 39 п. 2.5.6 [1]

Суммарный коэффициент перетечек лежит в диапазоне 0,01 0,025. Для данного расчета принимается равным ν_пер = 0,015.

9.7. Задание коэффициента влажности

с. 40 п. 2.5.8 [1]

ν_вл1 = 0,01 – на 1-й ступени

ν_вл2 = 0 – на последующих ступенях

9.8. Определение коэффициента подачи ступеней

с. 40 п. 2.5.9 [1]

λ_i = [ λ_р λ_T (λ_o- ν_пер)]_i-ν_прi-ν_влi-
Принимаем =0,

λ₁ = [ 0,98· 0,9356(0,882-0,015)]-0,03-0,01 = 0,755

λ₂ = [ 0,99· 0,9508(0,874-0,015)]-0,03 = 0,779

9.9. Определение рабочих объемов цилиндров

с. 41 п. 2.5.11 [1]

V_hi = ;

V_h1 = = 0,002649 м³,

V_h2 = = 0,001475 м³

9.10. Определение активной площади поршней

с. 41 п. 2.5.12 [1]

F_ni = ,

F_n1 = = 0,0353 м²,

F_n2 = = 0,0197 м².

9.11. Расчет диаметров ступеней с учетом конструкционных особенностей

с. 42 п.2.5.13 [1]

= = = 0,151 м,

= = = 0,113 м

Диаметры цилиндров уточняются согласно основным размерам стандартных поршневых колец (с. 43 табл. 2.4 [1])

Тогда:

= 0,155 м

= 0,115 м

 

Уточнение активных площадей поршней F:

м²

м²

Уточнение рабочих объемов цилиндров V_h:

V_hiу =

V_h1у = = 0,075 = 0,00281 м³;

V_h2у = = 0,075 = 0,00153 м³

9.12. Расчет поршневых сил

с. 44 п. 2.5.14 [1]

P_газ = K_nП_б = 1,25 0000 = 12,5 кН

1-я ступень, 1-й ряд:

ВМТ: -p_нг1 ( +p_вс p_атм =

= -0,372 ( +0,1 0,1 =

= -5129 кН 12,5 кН

НМТ: -p_вс ( +p_нг1 p_атм =

= -0,1 ( +0,372 0,1 =

= 5044 кН 12,5 кН

Значения верхней и нижней мертвых точек 3-его ряда будут одинаковы значениям ВМТ и НМТ 1-го ряда.

1-я ступень, 3-й ряд:

ВМТ: -5129 кН 12,5 кН

НМТ: 5044 кН 12,5 кН

2-я ступень, 2-й ряд

ВМТ: -p_нг ( +p_нг1 p_атм =

= -1,1 ( +1,1 0,1 =

= -7643 кН 12,5 кН

НМТ: -p_нг1 ( +p_нг p_атм =

= -0,372 ( +1,1 0,1 =

= 7243 кН 12,5 кН

9.13. Расчет производительности компрессора

с. 44 п. 2.5.15 [1]

V_k^’ = λ₁· V_h1у·n·z,

V_k^’= 0,755·0,00281·1500·2 = 6,355 м³/мин

= 6,355/6 = 1,059

9.14. Расчет потребляемой мощности

с. 45 п. 2.6 [1]

N_номi = р_всiV_hiу(λ_o,адi-ν_перi)( -1) z_цi

λ_o,адi – объемный адиабатный коэффициент для i-й ступени сжатия, определяемый для процесса расширения с эквивалентным показателем политропы;

λ_o,адi = 1-α_i( -1)

λ_o,ад1 = 1-0,07( -1) = 0,891

λ_o,ад2 = 1-0,1( -1) = 0,883

N_ном1 = 3,5·0,1·10⁶·0,00281(0,891-0,015)(3,72^0,286-1)·2· = 19591 Вт

N_ном2 = 3,5·0,372·10⁶·0,00153(0,883-0,015)(2,957^0,286-1) )·1· =15735 Вт

9.15. Относительные потери давления

с. 45 п. 2.6 [1]

При всасывании: δ_всi = 0,3( )

δ_вс1 = 0,3( ) = 0,03231

δ_вс2 = 0,3( ) = 0,02464

При нагнетании: δ_нгi = 0,7( )

δ_нг1 = 0,7( ) = 0,0754

δ_нг2 = 0,7( ) = 0,0575

9.16. Относительные суммарные потери мощности

с. 45 п. 2.6 [1]

ΔN_i= ,

ΔN₁ = 0,286 = 0,089

ΔN₂ = 0,286 = 0,081

9.17. Расчет индикаторной мощности

с. 45 п. 2.6 [1]

N_индi = N_номi(1+ ΔN_i),

N_инд1 = 19591(1+0,089) = 21337 Вт

N_инд2 = 15735(1+0,081) = 17010 Вт

N_индк = N_инд1+N_инд2

N_индк = 21337+17010 = 38347 Вт

 

9.18. Расчет мощности компрессора

с. 45 п. 2.6 [1]

N_к =

Для данного расчета механический КПД компрессора принимается равным = 0,93

N_к = = 41234 Вт

15. Расчет мощности двигателя

N_дв = к_{р ;}

Величины к_р, принимаются согласно стр. 66 [1]:

КПД передачи = 0,99; коэффициент резерва мощности к_р = 1,05;

КПД двигателя = 0,95;

N_дв =1,05 = 45574 Вт

9.19. Расчет изотермического КПД компрессора с. 46 п. 2.6 [1]

η_из = ,

N_из = ,

N_из = 0,1·10⁶· · = 23979 Вт,

η_из = = 0,582

9.20. Выбор клапанов

1) Относительные потери в мощности в клапанах по ступеням

с. 46 п. 2.7.1 [1]

ΔN_клi = 0,6 ΔN_i,

ΔN_кл1 = 0,6·0,089 = 0,053

ΔN_кл2 = 0,6·0,081 = 0,049

2) Критерий скорости потоков

с. 46 п. 2.7.1 [1]

M_всi =

M_вс1 = = 0,182

М_вс2 = = 0,145

3) Эквивалентная площадь

с. 48 п. 2.7.3 [1]

F_ni – уточненная активная площадь поршня одного цилиндра i-й ступени сжатия

z_клi – число клапанов, устанавливаемых в i-й полости

С_n = 2·S_n·n = 2·0,075·1500/60 = 3,75

М =

=

м²

= 0,01038 м²

= = 5,665 см²

= = 7,546 см²

4) Выбираем клапаны из стандартных по величине эквивалентной площади

1 ступень: ЛУ70-0,4 по 2 шт. на всасывание и нагнетание

2 ступень: ЛУ110-1,0 1 шт., комбинированный

 

9.21. Подбор поршневых колец

с. 53 п. 2.8 [1]

Число колец z_k зависит от перепада давления в ступенях и определяется по с. 55 рис. 2.14 [1]:

Δр₁ = (р_нг1-р_вс1) = 0,372-0,1 = 0,272 МПа => z_k=2

Δр₂ = (р_нг2-р_вс2) = 1,1-0,372 = 0,728 МПа => z_k=3

10. Смазка элементов компрессора

1) Определение требуемого расхода масла для каждого цилиндра

m_цi’ = 2K·π·D_i(S+H_i)n;

К = 2,5·10^-6 – рекомендованный расход масла на единицу смазываемой поверхности цилиндра;

Н_i = z_kih_ki – суммарная высота уплотнительных колец на поршне рассматриваемой ступени;

H₁ = 2·3,5·10^-3 = 0,007 м; H₂ = 3,5·4·10^-3 = 0,014 м;

m_ц1’= 2·2,5·10^-6·3,14·0,155(0,075+0,007)25 = 0,0049 г/с,

m_ц2’= 2·2,5·10^-6·3,14·0,115(0,075+0,014)25 = 0,004 г/с;

2) Расход масла на сальники для нормализованных баз определяется по

с. 59 рис. 2.19 [1]

m_с1’ = m_ц2’ = 0,01 г/с;

3) Суммарный расход смазки

m_М’= +

z₁ – количество смазываемых цилиндропоршневых групп

z₂ – количество сальниковых уплотнительных узлов

m_М’ = (0,01+0,0049+0,01+0,0049+0,01+0,004) = 0,0438 г/с

 

 

4) Мощность трения

N_тр = К_ωN_к(1-η_мех), где К_ω= 0,25 – доля суммарной мощности трения, приходящейся на механизм движения

N_тр = 0,25·41234 (1-0,93) = 0,721 кВт;

5) Мощность, отводимая с потоком масла

N_м = α·m_М’·c_m·Δt,

где c_m = 1,9 кДж/кг – теплоемкость смазочных масел, Δt = 12⁰С – разность температур масла на входе и выходе из системы;

N_м= 0,01·0,0438·1900·12 = 9,98 Вт,

6) Массовый расход в системе

m’ = N_тр /α ·c_m·Δt,

m’ = 721/(0,01·1900·12) = 3,16 кг/с;

7) Производительность масляного насоса

V_м’ = K_p(m’/ρ_м), где

K_p = 1,1 – коэффициент резерва, ρ_м=900 кг/м³ – плотность смазочных масел.

V_м’ = 1,1 (3,16/900) = 0,00386 м³/с = 3,86 л/с

8) Мощность привода насоса

N_м = ρ_м’· V’/η_м, где

ρ_м’ = 0,65 МПа, η_м = 0,5 – общий КПД насоса;

N_м= 0,65· 0,00386/0,5 = 0,00502 кВт

 

 

11. Изменение производительности компрессора методом дросселирования

Снижение производительности компрессора на 5, 10 и 15% производится в программе «Комдет» методом понижения давления всасывания на первой ступени. Расчёты сведены в таблицу 1.

_{Таблица 1}

Давление всасывания первой ступени, МПа	Массовый расход первой ступени, кг/ч	Производительность, % от номинальной
0,1	510,62
0,0948	480,48
0,091	457,27
0,087	433,76

 

12. Индивидуальное задание

Задание: диаметр цилиндра первой ступени был увеличен до 180 мм

= 155 мм

= 180 мм

Вследствие увеличения диаметра цилиндра возрастает производительность компрессора, что влечет за собой необходимость регулирования промежуточного давления. Регулирование промежуточного давления осуществляется в программе «Комдет».

Произведенные в программе “Комдет” расчеты находятся в приложении 2 и сведены в таблицу 2.

_{Таблица 2}

	= 155 мм	= 180 мм	% увеличения
Промежуточное давление, МПа	0,372	0,484	23,14
Массовый расход первой ступени, кг/ч	510,62	640,36	20,26

 

 

13. Выводы

1. Оптимизация

В результате расчетов получены следующие результаты:

-диаметры цилиндров 155 и 115 мм

-клапаны ЛУ70-0,4 и ЛУ110-1,0

Посадочные диаметры клапанов и диаметры цилиндров остались без изменения. Однако в конструкцию клапанов внесены изменения:

-в клапане ЛУ70-0.4 изменена толщина пластин от 0,6 мм до 0,2 мм, уменьшена высота подъёма центральной точки пластины от 2,7 мм до 1,53 мм.

-в клапане ЛУ110-1.0 изменена толщина пластин от 0,6 мм до 0,5 мм, уменьшена высота подъёма центральной точки пластины от 2,7 мм до 1,18 мм

В результате изменений получена приемлемая диаграмма перемещения пластин, то есть: скорости соударения пластин удовлетворяют требованиям, потери мощности меньше допустимых. Данные о потерях мощности и скоростях соударения приведены в таблице 4, 5, 6.

2. Целесообразность выбора базы 3Ш

По полученной величине производительности компрессора, при нормальных условиях, рекомендованными базами являлись У- и Ш-образная базы. Кроме того, в качестве допустимых предлагались Р, М и др.типы баз.

Поскольку к конструкции проектируемого компрессора не предъявлялось специфических требований, для расчета была выбрана база 3Ш. Выбранные диаметры цилиндров соответствуют размерному ряду данной базы.

 

 

 

 

 

 

_{Таблица 3}

Объемный расход, м3/мин	Массовый расход, кг/ч	Изотермический КПД, %
Ручной расчет	ЭВМ	Ручной расчет	ЭВМ	Ручной расчет	ЭВМ
6,355	7,069	428,04	510,62	0,582	0,737

_{Таблица 4}

Потери мощности, %
1 ступень	2 ступень
Всасывание	Нагнетание	Всасывание	Нагнетание
п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия
4,9	4,6	4,4	3,5	5,7	5,3	5,4	4,2

_{Таблица 5}

Максимальные скорости посадки пластин клапанов в 1-й ступени, м/с
Всасывающего на ограничитель	Всасывающего на седло	Нагнетательного на ограничитель	Нагнетательного на седло
п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия
6,134	5,610	1,278	1,540	7,920	7,651	2,356	1,574

 

_{Таблица 6}

Максимальные скорости посадки пластин клапанов в 2-й ступени, м/с
Всасывающего на ограничитель	Всасывающего на седло	Нагнетательного на ограничитель	Нагнетательного на седло
п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия
3,917	3,668	0,785	1,135	6,831	6,882	2,278	1,533

 

Таким образом, разработанный вариант конструкции компрессора с последующей его оптимизацией представляется работоспособным и удовлетворяющим основным требованиям

 

Приложение 1

Расчет клапанов ЛУ70-0,4 в программе «Комдет»

Поршень прямого действия

 

 

Поршень прямого действия (после оптимизации)

 

 

Поршень обратного действия

 

 

Расчет клапанов ЛУ110-1,0 в программе «Комдет»

Поршень прямого действия

 

 

Поршень прямого действия (после оптимизации)

 

 

Поршень обратного действия

 

 

Список литературы

1. Прилуцкий И.К., Прилуцкий А.И. Расчёт и проектирование поршневых компрессоров и детандеров на нормализованных базах: Учеб. пособие.-СПб.: СПбГАХПТ, 1995