Поршневой компрессор

Размещено на http://www.allbest.ru/

СПбГУНиПТ, кафедра Криогенной техники

ЗАДАНИЕ

ПО КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

«ПОРШНЕВОЙ КОМПРЕССОР»

Задание

1.Рабочий газ, газовая постоянная, показатель адиабаты Воздух;287,1;1,4

2.Производительность компрессора V_вс, м³/мин

3.Давление газа на всасывании Р_вс, МПа 0,1

4.Температура газа на всасывании Т_вс, К 293

5.Давление газа на нагнетании Р_нг, МПа 2.5

6.Охлаждающая среда (воздух, вода) вода

7.Начальная температура охлаждающей среды Т_W, К.293

8.Исполнение компрессора (стационарный, транспортный) стационарный

Дополнительные требования, оговариваемые «заказчиком»

- по чистоте сжатого газа

- по надежности и эффективности работы

- по металлоемкости и габаритным параметрам

- по диапазону изменения производительности в условиях эксплуатации

Оглавление

I. Определение базы компрессора

II. Предварительное определение мощности компрессора

III. Определение параметров базы

IV. Определение требуемого числа ступеней

V. Компоновка ступеней по рядам

VI. Определение номинального усилия базы

VII. Определение плотностей газа по ступеням и массового расхода

VIII. Конструктивный расчет компрессора

IX. Расчет потребляемой мощности и показателя эффективности компрессора

X. Обоснование конструкции самодействующих клапанов

XI. Подбор поршневых колец

XII. Смазка элементов компрессора

XIII. Определение расхода охлаждающей воды

Вывод

Список литературы

I. Определение базы компрессора

Имеем производительность компрессора по условиям всасывания

Определяем производительность компрессора при нормальных условиях:

Техническая атмосфера

По таблице 2.1 стр.20 [1] определяем базу

, база оппозитная

II. Предварительное определение мощности компрессора

- изотермический КПД

- мощность, затрачиваемая на сжатие и перемещение газа при изотермическом процессе

- мощность на валу (муфте) компрессора

малые компрессоры крупные компрессоры

Принимаем ориентировочно

Ориентировочно N_k=54 кВт

III. Определение параметров базы

Выбираем конкретную базу по мощности на валу компрессора с помощью Рис. 2.1 стр. 22 [1]

Желательно или , где К - целое число.

Речь идет о количестве ступеней в ряду.

Выбираем базу М

IV. Определение требуемого числа ступеней

Условие безопасной эксплуатации компрессора.

-так как считаем транспортный компрессор

=> компрессор двухступенчатый. Определяем промежуточное значение давления.

компрессор газ клапан

Из термодинамики имеем:

, где

- температура газа в цилиндре в конце сжатия (начале нагнетания).

- температура газа в цилиндре в начале сжатия

С учетом водяного охлаждения принимаем температуру всасывания на второй ступени на

20С выше чем на всасывании первой ступени.

Составим систему:

=>

Принимая различные значения и стремимся достигнуть

1) =0,33 МПа =>=412 К ;

2) =Р_нг2=9 МПа =>=410 К ;

Принимаем =0,33 МПа

=Р_нг2=9 МПа

V. Компоновка ступеней по рядам

Схема выбранной базы приведена ниже

VI. Определение номинального усилия базы

Рис 1.7 стр.15 [1]

- мощность ряда

Из графика принимаем базу 4М

На основании таблицы 1.2 стр. 18 [1] записываем параметры выбранной базы

VI. Определение плотностей газа по ступеням и массового расхода

Определяем плотность газа по ступеням:

Определяем массовый расход газа через компрессор:

=const по всем ступеням, если не учитывать утечки газа.

- массовый расход за 1 оборот КВ

VIII. Конструктивный расчет компрессора

Задание относительного мертвого пространства (п.2.5.1 стр.34[1])

Ориентировочно задается относительное мертвое пространство по ступеням

Малые компрессоры Торцевое расположение клапанов	Крупные компрессоры с боковым расположением клапанов

Принимаем

Относительные мертвые объемы будут уточняться, когда будет определена геометрия ступеней.

Расчет объемного коэффициента (п.2.5.2 стр.35[1])

- показатель условной политропы расширения

Расчет коэффициента подогрева (п.2.5.3 стр.35[1])

Коэффициент подогрева представляет собой отношение температуры на входе в i-ю ступень

к температуре газа в цилиндре в конце процесса всасывания, т.е.

при этом

-так как имеем водяное охлаждение

- относительные тепловые потери, связанные с разогревом стенок цилиндра за счет механического трения при

Выбор коэффициента давления (п.2.5.4 стр.36[1])

учитывает газодинамические потери на линии всасывания и равен отношению давления в цилиндре i-ой ступени в конце процесса всасывания к давлению на входе в ступень ,

т.е.

1 ступень =>принимаем

2 ступень =>

Последующие 1,0

Принимаем ;

Оценка статической негерметичности элементов ступени (п.2.5.5 стр.36[1])

Статическая негерметичность характеризуется величиной протечек через уплотнения и через закрытые клапаны.



Принимаем:

Оценка динамической негерметичности элементов ступени (п.2.5.6 стр.39[1])

Динамическая негерметичность - следствие запаздывания закрытия клапанов, в результате которого часть полезного объема цилиндра парализуется массами газа, перетекающего из полости нагнетания (всасывания) в цилиндр, и наоборот, в течении одного цикла.

Принимаем:

Оценка внешних относительных утечек газа (п.2.5.7 стр.40[1])

Внешние утечки-утечки в атмосферу через уплотнение поршня или через сальниковое уплотнение штока

Задание коэффициента влажности (п.2.5.8. стр.40[1])

оценивает содержание в сжимаемом газе влаги, которая, обычно, выделяется втеплообменнике и влагомаслоотделителе после 1-й ступени.

Задается:

Определение коэффициента подачи ступени (п.2.5.9 стр.40[1])



Определение рабочих объемов цилиндров (п.2.5.11 стр.41[1])

- массовый расход газа через цилиндр за 1 цикл

- рабочий объем цилиндра i-ой ступени

const,

если не учитывать внешние утечки

Определение активной площади поршня (п.2.5.12 стр.41[1])

Активная площадь поршня - та его часть, на которую действует давление газа.

имеем ,

Определение площади поршня каждой ступени:

Округляем диаметры до ближайшего стандартного размера по поршневым кольцам (таблица 2.4 стр. 43[1])

По округленному выше определяем новое значение , и

Расчет поршневых сил (п.2.5.14 стр. 44[1])

Силы, направленные от вала в сторону цилиндропоршневой группы принимаются со знаком «+».

Силы, направленные в противоположную сторону принимаем со знаком «-»

- число ступеней (полостей)ряда

- давление газа в i-ой ступени (полости)

- коэффициент допускаемого перегруза базы

Принимаем

-допускаемая нагрузка ступени

I ступень

ВМТ

НМТ

II ступень

ВМТ

НМТ

III ступень

ВМТ

НМТ



Определение расчетной производительности компрессора (п.2.5.15 стр. 44[1])

Определяется по уточненным и

По заданию

Пересчитанная производительность находится в пределах допустимого (5%) отклонения от заданной в задании. Пересчет не требуется.

IX. Расчет потребляемой мощности и показателя эффективности компрессора. Расчет мощности и выбор типа двигателя

Расчет номинальной мощности ступеней компрессора (п.2.6 стр. 44[1])

где - объёмный адиабатный коэффициент для i-ой ступени сжатия

Относительные потери давления всасывания и нагнетания

относительные потери давления на всасывании и нагнетании имеют допустимую величину

Относительные суммарные потери мощности в i-й ступени

Индикаторная мощность компрессора



Мощность на валу (муфте) компрессора ()

малые машины крупные машины

Так как наш компрессор имеет достаточно высокую производительность, принимаем

Мощность электродвигателя ()(п.2.12 стр. 66[1])

прямое соединение клиноременное соединение

Принимаем передачу движения на компрессор от двигателя на основе клиноременного соединения т.е. =0,95

коэффициент резерва

Принимаем

Принимаем =0,95

- >следовательно тип двигателя - асинхронный

Определение изотермического КПД компрессора

Полученное значение изотермического КПД компрессора не сильно отличается от предварительно принятого (0,6),

то есть выбор базы на основе изотермического КПД компрессора был достоверен.

X. Обоснование конструкции самодействующих клапанов

Относительные потери мощности в клапанах (п.2.7.1 стр. 46[1])

М - критерий скорости потока

Определяем критерий скорости потока по всасыванию, т.к. в этом случае скорость газа в клапане выше, чем на нагнетании. Критерий скорости потока определяем по Рис. 2.11 стр. 47 [1].

Размеры для выбора клапана: D₁=320 мм.;D₂=175 мм.;;;

Выбираем ленточные клапаны из таблицы (прил. 3, стр. 180[1])

I ряд - 2 клапана ЛУ155-0,6 c Ф=23,9 см²

II ряд - 2 клапана ЛУ80-0,6 с Ф=7,2 см²

XI. Подбор поршневых колец

Число поршневых колец определяем по рисунку 2.14 стр. 55[1]

?P₁=0,34-0,1=0,24 - 2 поршневых кольца на 1 ступени

?P₂=0,9-0,34=0,56 - 3 поршневых кольца на 2 ступени

XII. Смазка элементов компрессора

Объём смазки в компрессоре условно делится на две категории:

1. Цилиндропоршневые группы и сальники, работающие в условиях высоких давлений и температур

2. Механизм движения, узлы трения которого работают при низких давлениях и умеренных температурах

В связи с указанным современные компрессоры имеют, как правило, две системы смазки:

лубрикаторную и циркуляционную

1)Лубрикатор (стр.58[1])

Требуемый расход масла для цилиндров:

,где:

=(2…3) 10^-6,кг/м³-рекомендуемый расход масла на единицу (1м²) смазываемой поверхности цилиндра.

Принимаем =2,5*10^-6, кг/м³

=(Z_kh_k)-суммарная высота уплотнительных колец на поршне рассматриваемой ступени

Расход масла на сальники:

,где:

=(10…30) 10^-6,кг/м²-рекомендуемый расход масла на единицу (1м²) смазываемой поверхности уплотнения штока.

Принимаем =10*10^-6, кг/м²

Суммарный расход смазки, обеспечиваемой лубрикатором:

2)Циркуляционная система (стр.60 [1])

Массовый расход в системе циркуляции:

,где:

=0,2…0,3-доля суммарной мощности трения, приходящейся на механизм движения

Принимаем =0,2

- часть от суммарного расхода масла которая проходит через контур системы смазки

=0,85

= 1,9 кДж/(кг*К) - теплоемкость смазочных масел

=(10…15)^оС - разность температур масла на входе и выходе из системы смазки

Принимаем =12 ^оС

Требуемая производительность масляного насоса:

,где:

=900 кг/м³ - плотность смазочных масел

=1,1 - коэффициент резерва

Мощность привода масляного насоса:

,где:

- давление масла в системе с учетом возможности пуска компрессора при холодном масле

=0,6 МПа

=0,3…0,6 - общий КПД насоса

Принимаем =0,4

XIII. Определение расхода охлаждающей воды

П.2.11 стр.63 [1]

Абсолютная теплообменная поверхность рубашки цилиндра:



Относительная теплообменная поверхность рубашки цилиндра:

Относительная величина отводимой теплоты:

,

Выраженная в долях от индикаторной мощности, изменяется в зависимости от номера ступени сжатия иможет быть описана уравнением:

, где =0,18…0,2

Принимаем =0,18

Требуемый расход воды W через рубашку цилиндра:

=4,19кДж/(кг*К)-удельная теплоемкость воды

=5…10 ^оС - подогрев воды в рубашке цилиндра

Принимаем =10 ^оС

Расход воды на теплообменники:

=1,1…1,2 - коэффициент, учитывающий увеличение теплового потока за счет охлажденияи частичной конденсации водяного пара, содержащегося в сжимаемом газе.

Принимаем =1,15

-тепловой поток от сухого газа к охлаждающей воде

Находим энтальпии воздуха с помощью [2] и записываем их в табл.1

Табл.1

Т,К	P,МПа	i,Кдж/кг
415,64	0,34	670,42
313	0,34	556,326
413,36	0,9	667,464
313	0,9	565,137

Общий расход воды на компрессор:

Вывод

Нами был проведен упрощенный (инженерный) расчет компрессора в результате которого мы определили его основные параметры, однако такой расчет не точен так как многие коэффициенты и величины взятые нами для расчета брались из определенного диапазона, и следовательно взяты были не точны. Настоящий же расчет проводится намного более точно дабы обеспечить долгую и бесперебойную работу компрессора.

Однако проведенный нами инженерный расчет все же был необходим для нас как один из методов расчета, то есть мы получили знание о принципах расчета в целом, а также узнали какие величины необходимо находить в расчетах в принципе и один из методов (пусть и неточный) их нахождения

Список литературы

1)И.К.Прилуцкий, А.И.Прилуцкий. Расчет и проектирование поршневых компрессоров и детандеров на нормализованных базах: учебное пособие. - СПб .: СПбГАХПТ. - 194 с. ISBN 5-230-10678-6

2)Теплофизические свойства криопродуктов: Учебное пособие для вузов /Л. А. Акулов, Е.И. Борзенко, В.Н. Новотельнова, А.В. Зайцев.- СПб.: Политехника, 2001.- 243с.: Ил. ISBN 5-7325-0353-6

Размещено на Allbest.ru