Расчет поршневого компрессора

Расчет поршневого компрессора

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 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

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

4. Определение требуемого числа ступеней

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

 

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

6. Определение номинального усилия базы

1) N_р – максимальная мощность ряда

N_р =   =   = 13321 Вт = 13,321 кВт

 =   = 2,589 кВт

 = 2,25 => П_б = 3,426 кН.

2) Из уравнения 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

ρ_всi =   ,

ρ_вс1 =   = 1,189 кг/м³

ρ_вс2 =   = 4,14 кг/м³

8. Определение массовой производительности компрессора за цикл

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

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

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

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

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

9.5. Оценка статической негерметичности элементов ступени

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

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

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

V_hi =   ;

V_h1 =   = 0,002649 м³,

V_h2 =   = 0,001475 м³

9.10. Определение активной площади поршней

F_ni =   , F_n1 =   = 0,0353 м², F_n2 =   = 0,0197 м².

9.11. Расчет диаметров ступеней с учетом конструкционных особенностей

 =   =   = 0,151 м,

 =   =   = 0,113 м

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

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

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

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

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

ΔN_i=   ,

ΔN₁ = 0,286   = 0,089

ΔN₂ = 0,286   = 0,081

9.17. Расчет индикаторной мощности

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

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 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

η_из =   ,

N_из =   , N_из = 0,1·10⁶·   ·   = 23979 Вт,

η_из =   = 0,582