close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Pakha kursovoy

код для вставкиСкачать
Введение
Поршневые компрессоры различают по холодопроизводительности, конструкции и по температурному диапазону работы.
По конструкции компрессоры разделяют на две группы, имеющие принципиальные отличия: крейцкопфные и бескрейцкопфные.
Крейцкопфные компрессоры всегда имеют внешний привод и цилиндры двойного действия. Эти компрессоры выпускают только непрямоточными. По расположению цилиндров (общее количество которых изменяется от одного до восьми) они подразделяются на горизонтальные, вертикальные, угловые и оппозитные. У горизонтальных компрессоров все цилиндры расположены по одну сторону коленчатого вала. Угловые компрессоры обычно имеют часть цилиндров, расположенных горизонтально, и часть - вертикально, однако выпускают и модели, у которых цилиндры расположены V-образно с углом между ними 90° и меньше. У оппозитных компрессоров цилиндры расположены также горизонтально, но по обе стороны коленчатого вала.
Бескрейцкопфные компрессоры имеют или встроенный привод (электродвигатель), или внешний. Цилиндры этих компрессоров всегда простого действия. В зависимости от типа газораспределения бескрейцкопфные компрессоры подразделяют на прямоточные и непрямоточные, причем среди последних различают компрессоры с верхним всасыванием (участок всасывающего тракта размещается в крышке цилиндра) и с нижним (весь всасывающий тракт размещен внутри корпуса компрессора). Цилиндры бескрейцкопфных компрессоров (от одного до шестнадцати) могут быть расположены вертикально, V-образно с углом развала от 60 до 90° и веерообразно с углом развала от 45 до 60°.
В настоящее время более 90% всех компрессионных холодильных машин выпускают с поршневыми компрессорами. Поршневые компрессоры при холодопроизводительностях от ~0,1 до ~300 кВт обладают следующими преимуществами перед компрессорами других типов. Значения энергетического КПД при небольших удельных массах и габаритах более высокие. Технология производства поршневых компрессоров хорошо освоена; трудоемкость изготовления меньше, чем у компрессоров других типов. Конструкция поршневых компрессоров упрощается по мере снижения производительности и допускает удобное соединение электропривода (двигатели с частотой вращения 25, 50 и 60 с-1) непосредственно с коленчатым валом. Поршневые компрессоры способны работать с более высоким отношением давлений при сжатии в одной ступени. Благодаря сравнительно слабому влиянию режима работы на характеристики можно использовать один и тот же компрессор для работы на разных холодильных агентах. Возможность выполнения компрессора многоцилиндровым с цилиндрами небольшого диаметра облегчает решение задачи, связанной с уменьшением гидравлических потерь в клапанах.
Поршневые компрессоры широко применяются в народном хозяйстве. Их используют на промышленных холодильниках различного назначения, на предприятиях пищевых отраслей промышленности, в сельском хозяйстве (овоще- и фруктохранилища, молокоохладители, установки для охлаждения зерна и др.), в рыбной промышленности (промысловый и транспортный флот), на транспорте (железнодорожные и авторефрижераторы, охлаждаемые контейнеры), на предприятиях торговли и общественного питания, в установках комфортного кондиционирования воздуха, в лабораториях и на испытательных станциях, а также во многих других случаях.
Конструкция и технология изготовления современных поршневых холодильных компрессоров позволяют применять их при температурах кипения до -100°С, конденсации до 100° С, окружающего воздуха от -40 до 85° С. Эти компрессоры способны работать при снижении напряжения в электросети до 0,85 номинала, в условиях вибраций и ударов до 15 g, а также при переменных наклонах фундамента до 45°.
1 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА
По заданию имеем одноступенчатый, не регенеративный цикл холодильной машины.
Строим диаграмму параметров узловых точек цикла холодильной машины (рисунок 1). Рисунок 1 - Диаграмма параметров цикла холодильной машины
Снимаем из диаграммы параметры узловых точек цикла холодильной машины (рисунок 1) и заносим их в таблицу 1
Таблица 1 - Параметры точек цикла
Точки Параметры точекX
Р, барT,°Cv, м3/кгi кДж/кг 1`3,7-150,056359113,7100,064380-216600,016460- 3`1630-247-031614-221-43,7-15-2210,48 i3' =i3 - (i1-i1')
i1' =221-(380-359)=200
Удельная массовая холодопроизводительность, кДж/кг
.
Масса холодильного агента, всасываемая компрессором, кг/с
Действительный объем пара, поступающий в компрессор, м3/с
Принимаем Теоретический объем, описываемый поршнями компрессора, м3/с
.
Диаметр цилиндра компрессора, м где Сm = 3- средняя скорость поршня, м/с.
i = 6- число цилиндров.
Принимаем Д = 0,117.
Ход поршня, м
,
где - для аммиачных бескрейцкопфных компрессоров составляет 0,75 - 0,86, для фреоновых - 0,6 - 0,8.
Частота вращения вала компрессора, с-1
Принимаем n = 24 с-1
Производим перерасчет по уточненным значениям
м/с,
Принимаем Д=0,1 м
м3/с.
Площадь поршня, см2
Масса поршня, кг
mп = 0,0219 ∙ Fп = 0,0219 ∙ 78,5 = 1,72
Масса шатуна, кг mш = 0,0404 ∙ Fn = 0,0404 ∙ 78,5 = 3,2
Масса частей, движущихся возвратно-поступательно, кг
mS = mп + 1/3mш +mкол+ mпал+ mвт ms =1,72 + 3,2/3 = 2,78
Коэффициент веса частей, движущихся возвратно-поступательно
Объем, описанный поршнем одного цилиндра, м3/ч
Масштаб 1:4
Рисунок 2 - Положение поршней в нижней мертвой точке.
Для того чтобы не допустить возникновения максимального значения инерционных усилий, частота вращения вала компрессора должна быть меньше вычисленного по формуле, об/мин
Теоретическая мощность компрессора в расчетном режиме, кВт
Na = Ga ∙ (i2 -i1) = 1,6 ∙ (460 - 380) = 128.
Индикаторная мощность, кВт
Мощность трения, кВт
Nтр = Pтр ∙ Vh = 40 ∙ 0,117 = 4,7;
где Pтр = 40 - удельное давление трения, кПа.
Эффективная мощность, затрачиваемая на валу компрессора, кВт
Nэ = Ni + Nтр = 40+ 4,7 = 44,7.
Мощность электродвигателя, кВт
Nдв = (1,1 - 1,15) ∙ Nэ = 1,15 ∙ 44,7= 51,4.
Максимальная мощность, кВт
Nimax = Picp ∙ Vh = 810 ∙ 0,117 = 94,77,
где Picp = 810 - среднее индикаторное давление по второму расчетному режиму, кПа.
Принимаем компрессор марки П220, как прототип, электродвигатель марки 4A225М с Nдв= 55 кВт для нормального режима и электродвигатель марки 4А250S с Nдв= 75 кВт для тропического режима.
Окончательно принимаемые размеры компрессора и данные выбранного электродвигателя заносим в таблицу 2.
Таблица 2 - Основные данные проектируемого компрессора
ПараметрУсловное обозначение и размерностьВеличинаКомпрессорХолодопроизводительностьQO, кВт220Объем, описываемый поршнямиVh, м3/с0,117Диаметр цилиндраД, м0,1Ход поршняS, м0,082Частота вращенияn, с-124ЭлектродвигательМарка4A225МНоминальная мощностьNдв кВт55Частота вращенияnдв, с-124ЭлектродвигательМарка4А250SНоминальная мощностьNдв кВт75Частота вращенияnдв, с-124
2 ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОМПРЕССОРА
Динамический расчет проводится для определения сил и моментов, действующих в компрессоре в зависимости от угла поворота коленчатого вала
Результаты динамического расчета являются основой для расчета маховика, противовесов для определения неуравновешенных сил и моментов, действующих на фундамент, для расчетов деталей на прочность, подшипников на износ, а также для расчета системы смазки.
Кривошипно-шатунный механизм компрессора испытывает действие различных сил: от давления рабочего тела (газа) на поршень, от давления газа в картере компрессора, вращающий момент инерции возвратно-поступательно движущихся масс, момент инерции вращающихся масс и сил трения. На рисунке 3 показано действие сил в одноцилиндровом бескрейцкопфном компрессоре.
Давление газа в цилиндре действует равномерно на стенки цилиндра, поршень и крышку. Сила от давления газа в цилиндре компрессора Р, действующая на поршень, направлена по оси цилиндра к оси вращения вала. Одновременно на поршень снизу действует сила от давления газа в картере компрессора Ркарт, которая направлена также по оси цилиндра, но в противоположном направлении. Сила от давления газа на крышку направлена в противоположную сторону по отношению к силе давления газа на поршень. Результирующая сила от давления газов для любого положения поршня определяется как разность сил с обеих сторон поршня
Pr = P - Pкарт
Рисунок 3 - Действие сил в компрессоре
Изменение давления газа в цилиндре или силы от давления газа в зависимости от хода поршня определяется индикаторной диаграммой.
Силы, направленные к оси вращения вала, сжимающие шатун, принято считать положительными, а силы, действующие в противоположном направлении (растягивающие шатун) - отрицательными. Силами тяжести деталей компрессора ввиду их незначительности обычно пренебрегают.
В одноступенчатом холодильном компрессоре давление в картере принимается равным давлению кипения или давлению перед компрессором.
Сила P1 - это равнодействующая всех сил, действующих одновременно при возвратно-поступательном движении масс деталей компрессора. Она приложена к оси поршневого пальца и может быть определена для любого угла поворота коленчатого вала по диаграмме суммарной силы
P1 = (P - Pкарт) + Js + Rтр.пс,
где Js - сила инерции поступательно движущихся масс;
Rтр.пс - сила трения поступательно движущихся масс.
Шатун совершает сложное движение, и для упрощения расчетов поршневых компрессоров принято рассматривать шатун, состоящим из двух частей: движущейся возвратно-поступательно вместе с поршнем (одна треть массы шатуна) и вращающейся с кривошипной шейкой вала (две трети массы)
При движении первой части шатуна возникают переменные силы инерции, направленные вдоль оси цилиндра. Они суммируются с силами инерции поршня. При движении второй части шатуна возникает постоянная центробежная сила, направленная по радиусу кривошипа и нагружающая коленчатый вал постоянной радиальной силой.
Сила P1 приложенная к оси поршневого пальца, может быть разложена на две составляющие: силу Pш, действующую вдоль шатуна, и силу Pn, перпендикулярную к оси цилиндра. Из разложения следует:
где β - угол отклонения шатуна от оси цилиндра.
Сила, приложенная к кривошипу тангенциально
где φ - угол поворота коленчатого вала.
Сила, приложенная к кривошипу радиально
Каждая из перечисленных сил меняется за цикл работы компрессора, поэтому строим диаграммы этих сил (тангенциальных, радиальных и др.) в зависимости от угла поворота кривошипа.
Радиальная сила считается положительной, когда она направлена к оси вращения вала.
Сила Pш передается по шатуну и действует на шатунную шейку. Приложив к оси вала две равные и противоположно направленные силы, равные и параллельные Pш, получаем пару сил с плечом h, создающим момент сопротивления вращению компрессора Мк = =Pш ∙ h, приложенный к коленчатому валу компрессора. Кроме того, остается сила Pш воспринимаемая коренными подшипниками.
Из рассмотрения сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме, следует, что в цилиндре компрессора действуют две противоположные силы. Одна сила P - от давления газа на крышку цилиндра, и другая P1 - на коренные подшипники. Равнодействующая этих сил, если пренебречь трением, численно равна суммарной силе инерции масс деталей, движущихся возвратно-поступательно
P1 - Р = Js
Через опоры компрессора на фундамент передаются, если не уравновешиваются, сила инерции поступательно движущихся частей, центробежная сила инерции вращающихся масс и опрокидывающий момент М = Pп ∙ Н.
Опрокидывающий момент стремится вращать компрессор вокруг оси коленчатого вала и воспринимается фундаментными болтами. Сила, приложенная к этим болтам, находится из равенства моментов
Pп ∙ Н = Pф ∙ B,
где В - расстояние между болтами;
Pф - сила, действующая на фундамент.
Момент Мк может быть также выражен через тангенциальную силу Т, приложенную к оси вращения вала
Мк = Т ∙ r.
Тангенциальная сила, возникающая в процессе сжатия в компрессоре, препятствует вращению коленчатого вала, т.е. направлена в сторону, обратную вращению вала. Поскольку в период сжатия в компрессоре затрачивается работа, необходимая для осуществления обратного цикла холодильной машины, то это направление тангенциальной силы считается положительным.
2.1 Построение индикаторной диаграммы
Теоретическая индикаторная диаграмма строится по первому расчетному режиму (рисунок 4). Первый расчетный режим - это режим предельной разницы давлений, действующей на детали кривошипно-шатунного механизма [1]. Общеприняты два метода построения линий сжатия и обратного расширения: аналитический и графический. Аналитический метод построения линий сжатия и обратного расширения основан на использовании уравнений политропы:
P ∙ vn = const и P ∙ vm = const,
где n, m - показатели политроп сжатия и обратного расширения соответственно.
Графический метод построения по способу Брауэра основан на уравнении политропы и устанавливает связь между координатами определенных точек политропы и разностями координат этих точек
(tg φ + 1)n = tg ψ + 1.
На оси ординат в принятом масштабе откладываем величины P0 ∙ F, ΔP0 ∙ F, Pk ∙ Fп, ΔPk ∙ Fп. Депрессии на всасывании (ΔP0 ∙ Fп), нагнетании (ΔPk ∙ Fп) так же, как давление в процессе всасывания и нагнетания считаем для упрощения неизменяющимися.
Депрессию на всасывании и нагнетании принимаем ΔP0 = =(0,03 - 0,05) ∙ P0, ΔPk = (0,05 - 0,1) ∙ Pk.
Расчет производим по первому расчетному режиму
Pk=1,96Мпа
Pk ∙ Fп = (Pk- P0)=1,67МПа; P0=0,29МПа
P0 ∙ Fп = 0,29 ∙ 106 ∙ = 2276,5 Н,
ΔP0 = (0,03-0,05) ∙ P0 = 0,04 ∙ 0,29 ∙ 78,5*106 = 911 Н,
ΔPk = (0,05-0,1) ∙ Pk = 0,07 ∙ 1,96 *78,5∙ 106= 1077 Н
Депрессии на всасывании откладываем ниже ординаты P0 ∙ Fп, а депрессию на нагнетании - выше ординаты, соответствующей давлению конденсации Pk ∙ Fп.
При построении политроп сжатия и обратного расширения проводим вспомогательный луч из начала координат под углом φ =15 ° к оси абсцисс и определяем значения показателей политроп сжатия nс = 1,1 и обратного расширения nр = 1,05.
Для построения точек политропы сжатия вспомогательные лучи проводим из начала координат под углом ψс к оси ординат, а для политропы расширения - луч, проведенный под углом ψр. Угол вспомогательного луча ψс находим из уравнения
Для политропы расширения:
По оси абсцисс в принятом масштабе откладываем величину мертвого пространства So = С ∙ S=0,05∙0,086=0,0043м и ход поршня S, в котором С - величина мертвого пространства в долях единицы, полученная в результате этих построений точка "а" соответствует концу всасывания и началу процесса сжатия, а точка "с" - концу нагнетания и началу обратного расширения. Каждая промежуточная точка политроп сжатия и обратного расширения находится по предыдущей. Порядок построения следующий. Из точки "а" с координатами S + So, (P0 ∙ Fп - ΔP0 ∙ Fп) опустим перпендикуляр "ае" на ось абсцисс. Из точки "е" под углом 45° к оси абсцисс проведем линию "ef" до пересечения со вспомогательным лучом и из точки "f" восстановим перпендикуляр. Затем из точки "а" проведем горизонталь до пересечения с лучом ψс в точке h. Из точки h под углом 45° к оси ординат проведем прямую до пересечения с осью ординат в точке "к". Из точки "к" проведем прямую до пересечения в точке 1 с перпендикуляром, восстановленным из точки "f". Полученная точка 1 лежит на политропе сжатия. Последовательное повторение приведенного построения позволяет получить политропу сжатия. Порядок построения политропы расширения аналогичен. Начало построения производим из точки с координатами So, (Pk ∙ Fп + ΔPk ∙ Fп).
Площадь индикаторной диаграммы характеризует работу, затрачиваемую на совершение одного цикла компрессора, т.е. за один оборот вала. Если площадь индикаторной диаграммы изобразить в виде равновеликого прямоугольника, то высота этого прямоугольника, поделенная на площадь поршня, дает давление, равное среднему индикаторному давлению.
2.2 Построение диаграммы сил инерции
Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс определяем по формулам где ms - масса частей, движущихся возвратно-поступательно, кг;
r - радиус кривошипа, м;
- угловая скорость, м/с;
- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Масса частей, движущихся возвратно-поступательно, складывается из масс поршня, поршневого пальца, стопорных колец, маслосъемных и поршневых колец, всасывающего клапана (для прямоточных компрессоров) и трети массы шатуна.
Значения сил инерции первого порядка и второго порядка определяем через каждые 15° угла поворота коленчатого вала и полученные значения заносим в таблицу 2.
Затем в соответствующем масштабе и, соблюдая правило знаков, строим на миллиметровке кривую изменения сил инерции первого и второго порядков.
Правило знаков: силы инерции, сжимающие шатун, считаем положительными, а растягивающие - отрицательными.
За начало отсчета принято движение поршня от верхней мертвой точки к нижней (т.е. от 0°). Затем графическим суммированием получаем кривую изменения силы инерции Js (рисунок 5).
Таблица 2 - Силы инерции в зависимости от угла поворота кривошипа
φcosφ cos2φ, Н, Н, Н011-1689,53-287,2-1976,7150,9660,866-1632,1-248,7-1880,8300,8660,5-1463,1-143,6-1606,7450,7070-1194,50-1194,5600,5-0,5-844,8143,6-701,2750,259-0,866-437,6248,7-188,9900-10287,2287,2105-0,259-0,866437,6248,7686,3120-0,5-0,5844,8143,6988,4135-0,70701194,501194,5150-0,8660,51463,1-143,61319,5165-0,9660,8661632,1-248,71383,4180-111689,53-287,21402,3195-0,9660,8661632,1-248,71383,4210-0,8660,51463,1-143,61319,5225-0,70701194,501194,5240-0,5-0,5844,8143,6988,4255-0,295-0,866437,6248,7686,32700-10287,2287,22850,259-0,866-437,6248,7-188,93000,5-0,5-844,8143,6-700,43150,7070-1194,50-1194,53300,8660,5-1463,1-143,6-1606,73450,9660,866-1632,1-248,7-1880,836011-1689,5-287,2-1976,7
2.3. Построение диаграммы суммарной силы
Для построения диаграммы графически суммируем значения сил от давления газа на поршень (см. рис. 4), суммарной силы инерции (см. рис. 5) и силы трения в соответствующих положениях вала.
При построении диаграммы суммарной силы по оси абсцисс откладываем двойной ход поршня. По оси ординат - силы P, Js, Rтр. Левая половина диаграммы показывает силы при ходе поршня от ВМТ (φ = 0 - 180°), правая - при обратном ходе от НМТ (φ = 180 - 360°). Масштабы по оси абсцисс и ординат на диаграмме суммарной силы принимаем такими же, как и на индикаторной диаграмме. Развертывание индикаторной диаграммы по углу поворота коленчатого вала производим по методу Брикса. Для этого над диаграммой суммарной силы проводим две полуокружности диаметром, равным ходу поршня. Из центров полуокружностей к середине диаграммы в принятом масштабе откладываем отрезки 00' = r2/21. Из точки 0' через 15 ° проводим линии до пересечения с полуокружностями. Проекции точек пересечения линий с полуокружностями на ось абсцисс показывают перемещение поршня, соответствующее повороту вала на угол φ. Силы от давления газа на поршень снимаем с индикаторной диаграммы, для чего проводим под ней полуокружность диаметром, равным ходу поршня. Откладываем 00' из центра к НМТ и через 15° проводим линии до пересечения с полуокружностью. Проекции точек пересечения линий с полуокружностями на ось абсцисс продолжаем до пересечения с линиями процессов сжатия, обратного расширения и т.д. индикаторной диаграммы. Значения ординат снимаем для соответствующего угла поворота от линии pоFn, учитывая, что картер бескрейцкопфного компрессора находится под давлением всасывания (направление силы от давления всасывания обратно направлению силы от давления газа), и откладываем на диаграмме суммарной силы для этого же угла поворота коленчатого вала. Последовательно соединенные значения ординат точек дают развернутую диаграмму (рисунок 6).
Для соответствующих углов поворота переносим значения суммарной силы инерции и соединяем их кривой. Силу трения условно принимаем постоянной и изменяющей знак в мертвых точках. При движении поршня от ВМТ и НМТ сила трения направлена в сторону, противоположную движению поршня, и считается отрицательной, и положительной - при повороте вала от 180° до 360°. Для одного цилиндра:
где , - взяты из теплового расчета.
Сумма ординат всех сил для каждого угла поворота соответствует значению суммарной силы. Из диаграммы видно (рисунок 6), что наибольшие значения силы Р, а следовательно, и сжимающей шатун силы Рm, действуют в момент, когда поршень приближается к верхней мертвой точке.
2.4. Построение диаграммы тангенциальных сил
Построение диаграммы тангенциальных сил осуществляется сначала для одного цилиндра, а затем для всех других тангенциальная диаграмма сдвигается на угол, равный углу между осями цилиндров. По оси абсцисс откладываются углы поворота коленчатого вала φ (рисунок 7), а на оси ординат - тангенциальные силы Т, рассчитанные по уравнению:
При построении диаграмм тангенциальных сил учитываем силы трения при вращательном движении, которые суммируются с тангенциальными усилиями. Для расчетного режима силу трения принимаем постоянной и определяем по формуле:
На диаграмме тангенциальных сил (рисунок 7) Rтр.вр. откладываем смещением оси абсцисс в сторону отрицательных значений, чтобы не производить графического суммирования с тангенциальными силами для каждого цилиндра, а учесть ее в конце при определении Тср, которая будет равна
T′ср = Тср + Rтр.вр = 12346 + 422,2=12768,2
где Тср = 12346 Н - результирующая средняя тангенциальная сила от всех цилиндров компрессора.
Значения силы P1 берутся из диаграммы суммарной силы для соответствующего угла поворота коленчатого вала. Функция sin(φ + β)/cos β определяется с учетом соотношений. sin β = λ sin φ и cos β =
Полученные значения тангенциальных сил заносим в таблицу 5 и наносим точки на диаграмму. Соединяя точки, определяющие значения тангенциальной силы, получаем кривую тангенциальных сил для одного цилиндра. Затем, последовательно смещая по углу поворота коленчатого вала кривую тангенциальных сил для одного цилиндра на угол между осями цилиндров, строим кривые тангенциальных сил для всех цилиндров; при углах поворота вала φ = 0, 180, 360° тангенциальная сила равна нулю, так как при этих условиях sin (φ + β) = 0. Кроме указанных углов поворота вала кривая тангенциальной силы может пересекать ось абсцисс и при других углах поворота вала. Эти углы зависят от сил инерции. Чем больше частота вращения вала компрессора, тем больше силы инерции и тем ближе они по абсолютной величине к силам от давления газов в цилиндре. Там, где сила инерции будет равна силе от давления газов с учетом силы трения поршневой группы, их сумма равна нулю и соответственно тангенциальная сила также будет равна нулю.
Таблица 4 - Значения тангенциальных и радиальных сил
РТн0137000015110000,301333343020000,57381148455000,792739660-9000,9404-84675-3001,0091-3039010011001055000,92284611208000,701656113510000,621562215011000,426146916512000,21642601801500001951400-0,2164-3032101300-0,4261-5542251500-0,6215-9322401700-0,7016-11932552300-0,922821222702700-1-27002853600-1,0091-36333005800-0,9404-54543159400-0,7927-745133013200-0,5738-757434512700-0,3031-384936012500-00
Кривая суммарной тангенциальной силы получается сложением ординат всех кривых тангенциальных сил. Получив графическим суммированием значение результирующей тангенциальной силы, определяем значения средней тангенциальной силы T'ср. Ее можно получить делением площади тангенциальной диаграммы на длину (с учетом масштаба). Менее точно можно найти делением суммы 24 ординат, снятых с диаграммы, на их количество. Площадь диаграммы тангенциальных сил пропорциональна величине затраченной (полученной от электродвигателя) работы за один оборот вала. Крутящий момент двигателя компрессора должен равняться произведению средней тангенциальной силы T'ср, на радиус кривошипа:
Mк = T'ср ∙ r, Mк = 12768,2 ∙ 0,041 = 523,5 Н ∙ м.
Избыточная площадь диаграммы от значения T'ср, показывает, какое количество энергии недодает электродвигатель в данный момент по сравнению с количеством энергии, которое необходимо компрессору для обеспечения заданного режима работы. Площадки со знаком минус показывают, какое избыточное количество энергии дает электродвигатель по сравнению с потребляемой компрессором.
На рисунке 7 показана средняя тангенциальная сила. При увеличении числа цилиндров неравномерность вращения уменьшается из-за уменьшения избыточной работы.
Мощность, потребляемая компрессором (в кВт):
Nc = T'ср ∙ r ∙ ω = T'ср ∙ r ∙ 2π ∙ n Nc = 12768,2 ∙ 10 -3 ∙ 0,041 ∙ 2 ∙ 3,14 ∙ 24 = 782,5
Она должна быть равна Nc компрессора в тепловом расчете. Различие в этих величинах показывает точность построения диаграммы тангенциальных сил и определения значения средней тангенциальной силы.
2.5. Расчет маховика
Крутящий момент двигателя является величиной постоянной, в то время как момент сопротивления вращению компрессора меняется в соответствии с диаграммой тангенциальных сил. Вследствие этого для нормальной работы компрессора необходимо аккумулирование механической энергии, достигаемой установкой маховика, массивной муфты и т.д. Отсутствие их привело бы к вибрации компрессора и пульсации тока в сети питания электродвигателя.
Если момент сопротивления вращению меньше крутящего момента двигателя, маховик накапливает энергию и отдает ее, когда момент сопротивления вращению становится больше крутящего момента двигателя. При накапливании энергии маховик разгоняется, т.е. увеличивается его угловая скорость до ωmax, а при расходовании накопленной энергии угловая скорость уменьшается до ωmin. Расчет маховика сводится к определению его массы по избыточной работе, соответствующей наибольшей избыточной площадке на диаграмме тангенциальных сил и допускаемому значению степени неравномерности вращения:
Необходимый маховый момент инерции маховика (в кг ∙ м2)
где ΔА - максимальная избыточная работа, которую должен аккумулировать маховик, Дж;
δ - степень неравномерности вращения;
ωср, - средняя угловая скорость (ωср = 2πn).
Максимальная избыточная работа, соответствующая наибольшей избыточной площадке на диаграмме тангенциальных сил:
где fmax - площадь избыточной площади на диаграмме тангенциальных сил, мм2;
ml - масштаб длин ml = l/2πr , в котором l - длина диаграммы, мм; r - радиус кривошипа, м; mр - масштаб сил, мм/Н.
Масса маховика, достаточная для обеспечения допускаемой степени неравномерности (в кг):
где rmax - радиус инерции маховика, равный среднему радиусу обода маховика (принимаем конструктивно), м.
Конструктивно принимаются размеры маховика: наружный и внутренний диаметры, ширина и толщина обода.
В принятой конструкции маховика, муфты степень неравномерности составит: 2.7 Уравновешивание
При работе компрессора на опоры коленчатого вала, корпус передаются неуравновешенные силы и моменты, вызывая вибрацию, дополнительные нагрузки на детали компрессора. Анализ сил, действующих в компрессоре (рисунок 3), показывает, что неуравновешенными в многорядных компрессорах могут быть силы инерции возвратно-поступательно и вращательно - движущихся масс, а также моменты от этих сил. При проектировании компрессоров путем выбора схем расположения кривошипов коленчатого вала и цилиндров, подбора противовесов стремятся обеспечить условия, при которых суммарные силы инерции, а также моменты этих сил были бы равны нулю. Полное уравновешивание из-за значительного усложнения конструкции практически неосуществимо. Рисунок 9 - Компоновка (шестирядный угловой компрессор с двумя коленами вала под углом 180°, угол между рядами 60°).
Рисунок 10 - Вал компрессора.
Силы инерции первого порядка взаимно уравновешены. Силы инерции второго порядка не уравновешиваются. Силы инерции неуравновешенных вращающихся масс взаимно уравновешены. Момент сил инерции первого порядка, действующий в плоскости колен:
.
Он может быть уравновешен двумя противовесами массой, приведенной к радиусу кривошипа :
.
Масса неуравновешенной части щеки:
mщ = Vщ ∙ ρ = 0,00015 ∙7850 = 1,18,
где - объем неуравновешенной части щеки;
ρ - плотность материала противовеса (для чугуна 7850), кг/м3.
Полная величина неуравновешенной массы, приведенной к радиусу кривошипа:
mR= i ∙ mш.ш.+ 2 ∙ mщ∙ + i ∙ mш.вр. =
= 5,5 + 1,18 ∙ + 3 ∙ 2,12∙= 13,82,
где i - число шатунов на шатунной шейке;
mш.ш - масса шатунной шейки, приходящаяся на один шатун, кг; mщ - масса неуравновешенных частей щек вала, кг (принимают одинаковыми на обоих концах шатунной шейки и находят приближенно, как для прямоугольного параллелепипеда);
Момент сил инерции второго порядка не возникают. Момент сил инерции неуравновешенных вращающихся масс, действующий в плоскости колен, постоянный по величине во всех положениях вала MR = mR ∙ r ∙ ω2 ∙ a = 20,3 ∙ 0,041 ∙ ∙ 0,226 = 4415.
Он может быть уравновешен двумя противовесами массой, приведенной к радиусу кривошипа
m''пр= mR ∙ а/в = 13,87 ∙ 0,268/0,444= = 8,4,
создающими момент, равный по величине, но противоположно направленный.
Общая масса противовеса:
Σmпр = m'пр + m''пр = 14,3 + 8,4 = 22,7.
Масса противовеса будет равняться:
mпр = Σmпр ∙ = 22,7 ∙ = 9,9
где rпр - радиус инерции противовеса, который определяем по принимаемым размерам противовеса как расстояние от центра массы противовеса до оси вращения. Угол габарита противовеса:
где hср, - средняя толщина противовеса, м. Сила инерции противовеса:
Jпр = mпр ∙ rпр ∙ ω2 = 9,9 ∙ 0,094 ∙ = 9559
Сила инерции неуравновешенной части щеки:
Jщ = 2 ∙ mщ ∙ rщ ∙ ω2 = 1,18 ∙ 0,068 ∙ = 830,5.
Силу инерции противовеса и силу инерции неуравновешенной части щеки необходимо учитывать при расчете коленчатого вала на прочность и жесткость.
3 РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
После выбора основных размеров компрессора и перед началом эскизной проработки общих видов и разрезов проводим расчет системы газораспределения компрессора: принимаем конструкцию и рассчитываем проходные сечения (диаметры) всасывающего и нагнетательного клапанов, всасывающего и нагнетательного патрубков, всасывающих окон в гильзе (цилиндровой втулке) прямоточного компрессора.
Расчет всех элементов системы газораспределения проводим с целью обеспечения допустимых значений потерь давления в них. Диаметр всасывающего патрубка компрессора можно определить из выражения:
м,
где - принятая скорость во всасывающем патрубке, м/с. Принимаем диаметр всасывающего патрубка компрессора 89х3,5 Dу80
Диаметр нагнетательного патрубка будет равняться:
м,
Принимаем диаметр нагнетательного патрубка компрессора 45х2,5 Dу40
Расчет всех сечений системы газораспределения ведется из условия неразрывности (сплошности) струи пара рабочего тела:
Ссеч ∙ fсеч = Сm ∙ Fп,
где Ссеч - средняя условная скорость пара в рассматриваемом сечении, м/с;
fсеч - площадь рассматриваемого сечения, м2;
Cm - средняя скорость поршня, (Cm = 2 ∙ S ∙ n = 2 ∙ 0,086 ∙ 16,2 = =3), м/с;
Fn - площадь поршня (), м2.
Следовательно, проходные сечения элементов системы газораспределения определяем по формуле:
Площадь проходного сечения щели всасывающего клапана, м2
м2.
Площадь проходного сечения в отверстиях седла всасывающего клапана, м2
м2.
Площадь проходного сечения седла нагнетательного клапана, м2
м2.
Площадь проходного сечения щели нагнетательного клапана, м2
м2.
Диаметр пластины (м) всасывающего клапана для компрессора П220 должен равняться
м
где - площадь проходного сечения щели всасывающего клапана, м2;
h - принятая высота подъема пластины клапана, м.
Принимаем: dвн = 0,120 м.
Диаметр отверстий седла всасывающего клапана составит
м,
где - площадь проходного сечения в отверстиях седла всасывающего клапана, м2;
n - количество отверстий в гильзе (определяется графически).
Принимаем: D = 0,008м.
Ширина кольцевого клапана в седле нагнетательного клапана должна равняться, м
,
где - площадь проходного сечения седла нагнетательного клапана, м2;
rср - средний радиус кольцевого канала, м.
Принимаем: m = 0,011м. с учетом буртиков
Средний диаметр кольцевой пластины нагнетательного клапана будет соответствовать:
м,
где - площадь проходного сечения щели нагнетательного клапана, м2;
h - высота подъема пластины нагнетательного клапана, м.
Принимаем: После конструктивной проработки рассчитываемых сечений определяем газодинамические потери (сопротивления) в них по формуле
ΔРвент = 0,5ξ ρ,
где ΔРвент - газодинамические потери в вентиле, Па;
ξ = 3,5 - коэффициент местного сопротивления рассматриваемого сечения;
ρ - плотность пара рабочего тела, кг/м3.
Всасывающий клапан:
Седло: ΔРвент = 0,5ξρ = 0,5 ∙ 3,5 ∙ 35,342 ∙ = 25702 Па.
Нагнетательный клапан:
Седло: ΔРвент = 0,5ξρ = 0,5 ∙ 3,5 ∙ 35,342 ∙ = 91074 Па.
При расчете проходных сечений клапанов кроме того должно обеспечиваться условие:
где Скл - условная скорость пара в сечении клапана, м/с;
Сзв - скорость звука в рабочем теле при прохождении сечений клапана, м/с.
где к - показатель адиабаты рабочего тела;
R - газовая постоянная рабочего тела, Дж/(кг∙К);
Т - температура пара в проходном сечении клапана.
Условная скорость пара в сечении клапана определяется по формуле:
,
,
где FКЛ, - эквивалентная площадь клапана, м2.
FКЛ = где , - коэффициенты расхода щели и седла клапана, м;
fщ, fc - площади проходных сечений щели и седла клапана, м2.
FВС КЛ = ,
FНАГ КЛ = .
Коэффициент расхода щели клапана определяется по формуле:
,
где ξщ = 1,5 - коэффициент местного сопротивления клапана.
Потери давления в клапане составят:
,
.
Потери давления на всасывающей стороне или на стороне нагнетания будут равны:
,
.
Общие газодинамические потери на всасывающей стороне компрессора не должны превышать 0,05∙P0 = 12500, а нагнетательной - 0,1∙Рк = 120000.
Для уменьшения газодинамических потерь необходимо увеличить проходные сечения, снизив скорость движения пара в них.
4 КОНСТРУКТИВНЫЙ И ПРОЧНОСТНЫЙ РАСЧЕТЫ ДЕТАЛЕЙ
4.1 Расчет коленчатого вала
В соответствии с Правилами Регистра РФ расчету подвергаются шейки и щеки коленчатого вала компрессора.
Коленчатые валы изготавливаются из стали с временным сопротивлением
δв = 410-780 МПа.
Диаметр шеек коленчатого вала компрессора dк (мм) должен быть не менее определяемого по формуле
где Dp = 110 мм - расчетный диаметр цилиндра;
Рк = 2 МПа - расчетное давление конденсации;
Lp - расчетное расстояние между коренными подшипниками коленчатого вала Lp = 1,1 ∙ L' = 1,1 ∙ 580 = =638 мм - для двухколенного двухопорного вала;
L' = 580 мм - фактическое расстояние между серединами коренных подшипников;
S = 86 мм - ход поршня;
К' = 1,2; f = 1,96; φ = 1,3 - коэффициенты, применяемые по таблице.
Толщина щеки вала hк должна быть не менее (в мм):
где , в котором а = 0,95 - для валов, кованых в штампах;
- коэффициенты, принимаемые по таблице;
C1 = 288 мм - расстояние от середины коренного подшипника до средней плоскости щеки (при двухколенном двухопорном вале принимаем до середины плоскости щеки, наиболее удаленной от опоры), мм;
В = 98 мм - ширина щеки;
f1 = 1,4 - коэффициент, принимаемый по таблице
4.2 Расчет поршня
Торцовая стенка (донышко) тронкового поршня рассчитывается как круглая пластина, заделанная по контуру. Наибольшие напряжения в торцовой стенке (в месте заделки) в МПа:
МПа
МПа ,
МПа,
где ΔР - наибольшая разность давлений, воспринимаемых стенкой, Па; r - радиус контура заделки, м; h - толщина стенки, м;
μ - коэффициент Пуассона для материала поршня (0,26 - для алюминия); Рн - максимальное давление нагнетания при температуре конденсации +50 °С.
Эквивалентное напряжение в алюминиевом поршне по энергетической теории прочности:
Допускается для алюминиевых поршней 30-40 МПа. Давление на боковую поверхность поршня:
где PH = Pmax∙tgβ = 16890 ∙ tg 5,6º = 1656 , Н;
sin β = λ ∙ sin φ
sin β = 0,17 ∙ sin 325º
sin β = 0,0975
β = 5,6º
D - диаметр поршня, м;
Н - высота поршня без высоты поршневых маслосъемных колец. Допускается для тронковых поршней q = 0,15 - 0,35 МПа (большие значения для быстроходных компрессоров).
4.3 Расчет гильзы цилиндра
Гильза цилиндра рассчитывается на пробное гидравлическое давление Р = 3,5 МПа.
Нормальные напряжения в стенке гильзы, м:
,
,
где r1 - радиус внутренней окружности сечения гильзы, м; r2 - радиус наружной окружности сечения гильзы, м. Эквивалентное напряжение:
,
где ν - отношение предела прочности на растяжение к пределу прочности на сжатие для чугуна (0,3).
Значения эквивалентных напряжений для чугуна не должны превышать [] = 20-35 МПа.
4.4 Расчет поршневого пальца
Наибольшее давление на поршневой палец в подшипнике:
МПа,
где Рш - по абсолютному значению сила, действующая по шатуну, Н;
d - наружный диаметр пальца, м;
а - длина подшипника, м;
lК - ширина смазочной канавки (0,003).
Допускается qmax = 15-20 МПа.
Наибольшее значение в месте соединения пальца с поршнем:
МПа,
где b - длина поверхности пальца в месте посадки.
Допускается для чугуна q'max = 35-45 МПа, для алюминия - q'max = 25-35 МПа.
Напряжение от изгиба, (в Па):
где l - длина пальца, м;
с - расстояние между местами посадки пальца в поршне;
α- отношение внутреннего диаметра пальца к наружному.
Допускается: для пальцев из легированной стали σи ≤ 150-200 МПа.
Напряжение на срез в сечении между бобышкой поршня и головкой шатуна:
Допускается τ < 50 - 60 МПа.
4.5 Расчет сальника
При расчете усилия пружин сальника исходят из того, что удельное давление на уплотнительных торцах должно быть qc = 0,4 МПа. При максимально допустимом износе минимальное удельное давление на уплотнительных поверхностях должно быть 0,2 МПа. Необходимая сила от пружин сальника для обеспечения удельного давления (в Н):
где DН - наружный диаметр графитового кольца, м;
DBH - внутренний диаметр графитового кольца, м;
DB - диаметр вала в сальнике, м.
Принимая число пружин в сальнике, размеры пружин: средний диаметр Dср =7,25 ∙ 10-3 м, диаметр проволоки d = 1,5 ∙ 10-3 м, число рабочих витков nр = 12, полное число витков n = 13,5, материал пружин - проволока 1 (ГОСТ 93-86-60) с модулем упругости G = 8 ∙ 1010 Па, определим силу одной пружины:
Н.
Необходимый прогиб пружины при минимальном давлении на опорной поверхности графитовых палец сальника, в м:
Максимально допустимый износ пары трения графит-сталь составляет 1,5 ∙ 10-3 м. Для двух пар износа составит 3 ∙ 10-3 м.
Необходимый прогиб пружин в начальном состоянии, в м:
Δmax = Δmin + 3 ∙ 10-3 = 0,0039 + 0,003 = 0,0069м.
Сила одной пружины при прогибе Δmax:
Н.
Напряжение в пружине при максимальном прогибе:
В пружинах из проволок класса 1 допускается τ 900 МПа. Наибольшее давление на опорной поверхности графитового кольца, в Па:
где ΔРmах = 0,25 МПа - максимальная разность давлений масла в камере сальника и картере. Для графита АГ 1500-Б83 допускается q < 2,5 МПа.
4.6 Расчет поршневого кольца
При работе поршневое кольцо находится в сжатом состоянии. Создаваемое им на стенку давление зависит от величины деформации кольца в цилиндре. При расчете кольца следует определить величины: удельное давление на стенку цилиндра, развиваемое силами упругости кольца; напряжение в материале кольца при надевании его на поршень.
Удельное давление кольца на стенку цилиндра (в МПа):
где А - зазор в стыке кольца, находящегося в свободном состоянии, см;
Е - модуль упругости (11 · 105 кг/см2 для чугуна марки СЧ 21 - 40), кг/см2;
rн - наружный радиус кольца, см;
rm - средний радиус кольца, см;
t - радиальная толщина кольца (t = 2 (rн - rm).
Напряжение в кольце при рабочем состоянии (Па):
Напряжение в кольце при надевании его на поршень:
Допускаемое напряжение для чугунных поршневых колец:
σр = 150 - 300 МПа и σнад = 250 - 400 МПа.
5 ОПИСАНИЕ РАБОТЫ И ЗАЩИТА КОМПРЕССОРА
Принцип работы компрессора
Холодильный компрессор предназначен для отсоса паров холодильного агента из испарительной системы и сжатия до давления конденсации. Сжатие холодильного агента происходит за счет уменьшения объема рабочей полости цилиндра. В поршневом компрессоре вращательное движение, сообщаемое коленчатому валу компрессора от электродвигателя, преобразуется в возвратно-поступательное движение поршня с помощью кривошипно-шатунного механизма.
Пары холодильного агента поступают из испарительной системы по всасывающему трубопроводу во всасывающий коллектор, где очищаются, проходя через сетчатый цилиндрический фильтр. При ходе поршня вниз и увеличении объема рабочей полости цилиндра давление газа, оставшегося в мертвом пространстве, уменьшается. Как только сила от давления газа во всасывающей полости будет достаточна для отрыва пластины всасывающего клапана от седла, холодильный агент начнет поступать в цилиндр компрессора - происходит процесс всасывания. Процесс всасывания прекратится при выравнивании давления в цилиндре и всасывающей полости. Это произойдет в тот момент, когда поршень подойдет к нижней мертвой точке или когда при изменении направления движения поршня силы от давления газа в цилиндре и силы инерции превысят силы от давления газа во всасывающей полости. Всасывающий клапан закроется. Процесс сжатия холодильного агента продолжается до тех пор, пока силы от давления газа в цилиндре не станут большими, чем силы от давления газа в нагнетательной полости. При открытии нагнетательного клапана происходит процесс выталкивания паров холодильного агента в нагнетательную полость и далее в конденсатор.
В крайнем верхнем положении поршень вплотную не подходит к ложной крышке, образуя так называемое мертвое пространство. Зазор между торцом поршня и ложной крышкой в верхней мертвой точке называется линейным размером мертвого пространства.
При ходе поршня от верхней мертвой точки объем рабочей полости начнет увеличиваться, а давление в цилиндре компрессора уменьшается. Силой от давления газа в нагнетательной полости нагнетательный клапан закроется. Происходит процесс обратного расширения газа, оставшегося в цилиндре, до момента открытия всасывающегося клапана. Затем процесс повторится.
Система смазки
Смазка компрессора уменьшает износ трущихся деталей, мощность трения, отводит теплоту трения. Повышает герметичность сальника. Смазочное масло заливают в картер компрессора до уровня 2/3 смотрового стекла. Смазка компрессоров принудительная от шестеренного масляного насоса, расположенного в стенке картера. Привод масляного насоса от коленчатого вала осуществляется через пару косозубых шестерен. На всасывающей линии насоса установлен фильтр грубой очистки масла, расположенный на расстоянии 10-15 мм от дна картера. На нагнетательной стороне насоса имеется щелевой пластинчатый фильтр тонкой очистки.
После тонкой очистки масло под давлением поступает в сальник компрессора, оттуда по сверлениям в коленчатом валу к нижним головкам шатуна. Цилиндры, верхние головки шатуна и коренные подшипники смазываются разбрызгиванием. Давление в масляной системе контролируется манометром. При более высокой разности давлений излишки масла сбрасываются перепускным вентилем в картер компрессора. В нижней части картера имеется вентиль для добавления и замены масла. Для нормвльной работы компрессора необходимо чтобы разность давлений в сальнике и картере была 0,2-0,3 МПа. В фильтре тонкой очистки встроен перепускной регулирующий клапан, поддерживающий давление масла в указанных пределах.
Защита компрессора
Предохранительные клапаны защищают механизм движения компрессора от превышения предельной разности давлений нагнетания и всасывания, перепуская сжатый пар из полости нагнетания в полость всасывания, но не защищают компрессор от превышения, допустимого давления нагнетания.
Применяют пружинные самодействующие предохранительные клапаны, а также клапаны, в которых при повышенном перепаде давлений разрушается диафрагма, и полости высокого и низкого давлений соединяются. Однако применение клапанов с разрушающейся диафрагмой в компрессорах, работающих в составе автоматических холодильных машин недопустимо.
В унифицированном поршневом компрессоре, предназначенном для работы на различных холодильных агентах, целесообразна применять предохранительный клапан одного и того же размера. Расчет сечения кла-пана ведут для холодильного агента, имеющего наибольшую молекулярную массу и наименьшую критическую скорость истечения при наивысшей принятой температуре кипения и предельной разности давлений.
Проходные сечения трактат после клапана для обеспечения нормальной его работы должны быть по крайней мере в 3 раза больше, чем сечение клапана.
В пружинных предохранительных клапанах с металлическими рабочими органами (клапан, седло) часто не обеспечивается их полное уплотнение после сброса давления поэтому применяют мягкое уплотнение: седло и клапан выполняют из стали, уплотнительный поясок - из маслостойкой резины, выдерживающей высокую температуру нагнетания. Предохранительные клапаны до установки на компрессор регулируют и испытывают воздухом на заданную разность давлений (1,6МПа) открытия и закрытия, а также на плотность посадки клапана на седло (последнее производят под водой).
Защиту от прекращения подачи смазки применяют для всех компрессоров, оснащенных шестеренными масляными насосами. В бескрейцкопфных компрессорах защиту выполняет дифференциальное реле давления, отключающее приводной электродвигатель, когда разность давления масла и давления в картере становится ниже заданной.
Защиту компрессора от гидравлических ударов (попадание в цилиндр жидкого холодильного агента или повышенного количества масла) осуществляют с помощью ложных крышек, которые устанавливают для сброса жидкости, не прошедшей через нагнетательные клапаны. В качестве ложных крышек в компрессорах используют нагнетательные клапаны, которые прижимаются к уплотнительному буртику цилиндра буферной пружиной
Буферные пружины должны обеспечить подъем ложной крышки примерно на высоту 0,1 диаметра цилиндра при разности давлений 0,35-0,45 МПа. При частых подъемах крышки возникают остаточные деформации буферной пружины и уплотнительных поясков цилиндра, в результате чего происходит перепуск пара из нагнетательной полости в цилиндр и снижается производительность компрессора.
Используемая литература
1. Холодильные машины: метод. указ./ Под ред. В.П. Шайдуллина Владивосток,2002. 71 с.
2. Холодильные компрессоры: Справ./ Под ред. А.В. Быкова. М., 1981. 280 с.
3. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин / Под ред. Н.Н. Кошкина Л., 1976. 464 с.
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
151
Размер файла
675 Кб
Теги
kursovoy, pakha
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа