Ротационный компрессор

Рис. 2 - Цикл одноступенчатой РККР -диаграмме

При определении параметров в узловых точках используем P, i-диаграмму для R134a, а также таблицу для R134a.

Таблица. 1 - Параметры в точках

Определение энтальпии в т. 2.

Зная, что адиабатный КПД для РККР , имеем.

,

следовательно, температура во второй точке по диаграмме - Т=358К.

Температура R134а перед всасыванием в компрессор, [1], с. 7:

,

где - перегрев R134а на всасывание в компрессор.

Температура переохлаждения:

Удельная массовая холодопроизводительность:

.

Массовый расход рабочего вещества:

.

Удельная нагрузка на конденсатор:

Удельная работа сжатия:

.

Холодильный коэффициент:

Индикаторная мощность компрессора:

Степень сжатия:

.

Коэффициент подачи:

где

- объёмный коэффициент подачи;

- относительный мертвый объём;

- коэффициент дросселирования cогласно [1];

- коэффициент нагрева;

- коэффициент плотности.

Действительная объёмная производительность:

.

Теоретическая объёмная производительность:

.

Мощность адиабатного сжатия R134а:

,

где - показатель адиабаты для R134а.

Мощность трения принимаем:

Эффективная мощность:

Мощность электродвигателя c учётом запаса на пусковую мощность:

Коэффициент преобразования:

2. Расчет геометрии ротационного компрессора

Принимаем:

Частота вращения .

Радиус ротора:

.

относительный эксцентриситет ротора

Эксцентриситет:

Длина ротора:

Ширена лопасти:

Радиус цилиндра:

Площадь серповидной полости:

Максимальный объём:

Высота ротора:

Относительная высота ротора:

Действительная объемная производительность:

Объём нагнетательной полости:

Площадь полости нагнетания:

Зная объём полости сжатия, можем определить угол расположения нагнетательного патрубка: протабулировав значение угла и площади сжатия в таблице Excel, получаем угол сжатия:

Предварительный расчет вала компрессора.

Предварительный расчет стального вала компрессора заключается в определении диаметра его выходного конца из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению [_к]=17…23 МПа по формуле:

Определим крутящий момент на валу:

Диаметр под муфту:

.

Принимаем d_вх=20 мм.

Диаметр вала под посадку втулки d_п = 20 мм

Диаметр вала между роторами под втулку 30 мм.

3. Расчет электромагнитной фрикционной муфты

Принцип действия электромагнитных муфт основан на использовании сил трения, которые создаются электромагнитом.

Известно большое количество различных по конструкции электромагнитных муфт. Стремление увеличить надежность муфт привело к построению муфт с бесконтактными токоподводами. Описание различных по конструкции электромагнитных муфт.

Расцепление муфты после отключения катушки от источника питания происходит за счет упругости наружног диска. Сила упругости диска преодолевает силу притяжения от потока статочного намагничивания диска и силу слипания от действия масляной пленки. Для этой же цепи фрикционные поверхности диска имеют спиральные маслораспределительные канавки. Пакет фрикционных дисков отделяет якорь от корпуса муфты и тем самым увеличивает магнитное сопротивление магнитной цепи.

Исходные данные:

Таблица 2 - Исходные данные для расчета муфты

Исходные данные принимаются с [2] по табл 8.1 стр. 149.

Для магнитной цепи фрикционной муфты справедливо выражение

где Ф - магнитный поток, Вб;

F - магнитодвижущая сила;

- магнитное сопротивление муфты, 1 / Ом·сек;

I - ток в управляющей в обмотке, А;

w - число витков в обмотке.

Рис. 3 - Электромагнитная фрикционная дисковая муфта

Магнитное сопротивление расчитывается по формуле:

где l - длина средней линии магнитопровода, м;

д = 0,5 см - величина зазора;

S = 0,6 см - сечение магнитопровода;

- магнитная постоянная, гн/м, ,

абсолютная и относи тельная магнитная проницаемость стали.

Магнитная индукция в магнитопроводе муфты:

Отсюда суммарная магнитодвижущая сила:

Для магнитного потока можно написать приближенную формулу:

Сила притяжения якоря муфты:

где В-индукция, Тл;

S - площадь соприкосновения, м.

Если использовать приблежонную формулу, то выражение для силы притяжения якоря:

Крутящий момент, передаваемой муфтой:

где - коэффициент трения,

m - число дисков муфты;

средний радиус дисков;

- коэффициент запаса по крутящему моменту.

Подставляем значение силы притяжения якоря:

Определяем число дисков, исходя из заданного крутящего момента:

где - средний радиус дисков, м;

S - площадь соприкосновения, м;

В-магнитная индукция, Тл.

Магнитную индукцию в дисках принимаем равной магнитной равной магнитной индукции в воздушном зазоре

Рис. 4 - Кривые зависимости коэффициента рассевания в муфте от велечены зазора и длины сердечника

По коэффициенту рассеяния , выбираем из графиков (рис. 1.4), подсчитывают магнитную индукцию в магнитопроводе корпуса и якоря:

Боковая поверхность охлаждения катушки равна суме боковых цилиндрических поверхностей паза под катушку и плоского кольца основания:

Определяют допустимую мощность рассевания тепла катушкой:

где - коэффициент теплоотдачи;

- допустимая температура перегрева.

Исходя из размеров окна, определяют число витков обмотки:

где Q - взят с [3] табл. 8.1 с 149,

d - диаметр провода.

Подсчитывают сопротивление обмотки:

где удельное сопротивление провода медного взятого с табл. 8.2 [2] c 150,

средняя длина витка.

При постоянном напряжении питания обмотки ток в обмотке

.

Следовательно:

Отсюда находим:

где

4. Прочностной расчет вала

Материал детали - сталь 38ХА ГОСТ 4345-71

Свойства материала:

ут = 640 МПа;

фт = 380 МПа;

Расчет на статическую прочность. Проверку статической прочтности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). [3, стр. 165]

Величина нагрузки зависит от конструкции передачи (привода). Так при наличии предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного двигателя. [3, стр. 165].

В расчете используют коэффициент перегрузки:

K_п = T_max/T,

где Tmax - максимальный кратковременный действующий вращающий момент (момент перегрузки); T - номинальный (расчетный) вращающий момент. [3, стр. 165]

Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [3]. Для выбранного двигателя:

K_п = 2.4.

В расчете определяют нормальные у и касательные ф напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

у = 103M_max/W + F_max/A;

ф = 103M_кmax/W_к.

где - суммарный изгибающий момент, Н•м;

M_кmax = T_max = K_пT - крутящий момент,

Н•м; F_max = K_пF - осевая сила, Н;

W и Wк - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3;

A - площадь поперечного сечения, мм2. [3, стр. 166].

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести ут и фт материала см. табл. 10.2 [3]) [3, стр. 166]:

Sту = ут/у; Sтф = фт/ф.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений [3, стр. 166]

,

Статическую прочность считают обеспеченной, если Sт ? [Sт], где [Sт] = 1,3…2 - минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответсвенности конструкции и последствий разружения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [3, стр. 166].

Моменты сопротивления W при изгибе, Wк при кручении и площадь A вычисляют по нетто-сечению для вала с одним шпоночным пазом [3, стр. 166]:

W = рd3/32 - bh (2d-h) 2/(16d); (1.8)

Wк = рd3/16 - bh (2d-h) 2/(16d);

A = рd2/4 - bh/2

При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. [3, стр. 164].

Расчет на статическую прочность

Расчетная схема вала для построения эпюры M_x

Расчетная схема вала для построения эпюры M_y

Расчетная схема вала для построения эпюры N (осевые факторы)

Расчетная схема вала для построения эпюры M_кр

Очевидно, что опасным является место, где вал эксцентриковый, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

M_x = 2912 Н•мм;

M_y = 2912 Н•мм;

F = 60 Н;

M_к = 20 Н•м;

M_max = 9883.7 Н•мм;

F_max = 2.4 • 60 = 144 Н;

M_кmax = 2.4 • 20 = 48 Н•м.

Расчетный диаметр в сечении вала-эксцентрика: d = 78 мм.

W = 46589.03 мм³;

W_к = 93178.07 мм³;

A = 4778.36 мм².

у = 0.24 МПа;

ф = 0.52 МПа.

Частные коэффициенты запаса:

STу = 2666.67;

STф = 730.77;

Общий коэффициент запаса:

ST =704.79.

5. Расчет клапана на нагнетании

Исходные данные

Холодильный агент R134а

Температура испарения ХА

Температура конденсации ХА

Частота вращения вала компрессора

Давление кипения

Давление испарения

Запорным органом лепесткового клапана служит консольная гибкая пластина с жестко закрепленным концом. В закрытом состоянии пластина свободно лежит на седле и закрывает окно или несколько окон. Под действием перепада давления консольно закрепленная пластина изгибается и открывает проход в седле. Формы пластин могут быть разнообразными. Путем изменения формы пластины конструктор может менять ее жесткость и настраивать клапан, не меняя толщины пластины.

Лепестковые клапаны могут выполнятся без ограничителя подъема, с ограничителем подъема пластины или с ограничителем только свободного конца пластины.

Лепестковые клапаны имеют большие проходные сечения, малый мертвый объем. Их применяют в малых воздушных компрессорах низкого давления и в холодильных компрессорах, в том числе в герметичных. Пластина лепесткового клапана расположена практически перпендикулярно набегающему потоку, поэтому лепестковые клапаны относятся к непрямоточным клапанам. Однако поток газа в лепестковых клапанах имеет всего один поворот на 90^о, а не два поворота на 90^о, как имеет место в кольцевых, дисковых и полосовых клапанах. Это объясняет малые гидравлические потери в лепестковых клапанах.

Толщина пластин лепесткового клапана: 0,15…0,5 мм, для расчета принимаем 0,3 мм.

Частота вращения вала: .

Относительные потери мощности:

Степень сжатия:

.

Число Маха, [2], с. 8:

Уточняем число Маха, с учётом показателя адиабаты R134а:

.

Коэффициент подачи:

где - объёмный коэффициент подачи; - относительный мертвый объём;

- коэффициент дросселлирования;

- коэффициент нагрева;

- коэффициент плотности.

Скорость холодильного агента в клапанах

, (1.12)

где - средняя скорость пара в цилиндре.

Условная скорость пара в нагнетательной ступени:

;

Скорость звука на нагнетательной ступени:

,

где - газовая постоянная и К=1,1 - показатель адиабаты для R134а.

Требуемая эквивалентная площадь проходного сечения клапана:

,

С другой стороны эквивалентная площадь клапана:

, (1.13)

где - коэффициент расхода щели. Для прямоточных самодействующих клапанов ,

Площадь проходного сечения щели:

Максимальная высота подъема пластины определяется в зависимости от частоты вращения коленвала .принимаем

6. Расчет сальникового уплотнения

Для расчета и проектирования мы выбираем торцевое уплотнение.

Площадь контакта торцевого уплотнения определяется по следующей формуле:

,

где - внутренний диаметр кольца пары трения торцового уплотнения,

- наружный диаметр кольца пары трения торцевого уплотнения.

Удельное контактное давление в паре трения торцевого уплотнения от усилия пружины сжатия вычисляется по формуле:

.

где Fcs - усилие от пружины сжатия торцового уплотнения вращающегося вала.

Контактное давление в паре трения торцевого уплотнения определяется по формуле:

где - перепад давления рабочей жидкости на торцевом

уплотнении,

d - диаметр вала под установку торцевого уплотнения.

a - коэффициент распределения давления в паре трения торцевого уплотнения (обычно для упрощения расчета принимают a = 0,5). Этот коэффициент уточняется исходя из расчетного распределения статического давления рабочей жидкости в зазоре пары трения торцевого уплотнения.

Коэффициент гидравлической нагрузки торцевого уплотнения вала оценивается по формуле:

При K >= 1 считается, что торцевое уплотнение вала является гидралически нагруженным.

Средний диаметр в паре трения торцевого уплотнения вычисляется по формуле:

.

Линейная скорость на среднем диаметре пары трения торцевого уплотнения определяется по формуле:

где n - угловая скорость вращения вала [1/мин].

Начальное приближение величины зазора в паре трения торцового уплотнения оценивается по следующей эмпирической формуле:

где - начальный зазор в паре трения торцевого уплотнения при

v = 0 м/с, обычно определяется исходя из неплоскостности и шероховатости рабочих поверхностей колец пары трения торцевого уплотнения вала насоса,

С - коэффициент, зависящий от свойств рабочей жидкости, для фреона находится в пределах [0,6…0,8].

Величина зазора в паре трения торцевого уплотнения уточняется исходя из деформаций колец пары трения, которые в свою очередь зависят от действующих нагрузок.

Фактор нагрузки в паре трения торцевого уплотнения оценивается по формуле:

где (t) - динамическая вязкость рабочей жидкости при её

температуре в зазоре пары трения торцевого уплотнения.

b - ширина контактного пояска трения торцевого уплотнения, определяется как: b = [D2 - D1]/2.

Диапазон G ~ [3e-8….4e-7] является рекомендуемым и примерно соответствует гранично-жидкостному режиму трения в паре трения торцевого уплотнения вала.

Оценочная величина утечки рабочей жидкости через пару трения торцевого уплотнения вращающегося вала, приближённо оценивается по формуле:

Где размерности для этой формулы: p [Бар], n [1/мин], D [мм], h [мкм], (tc) [Па с], (tc) [кг/м3].

Реальная величина утечки рабочей жидкости может превышать расчетную в 2…10 раз.

7. Расчет подшипников скольжения

подшипник компрессор холодопроизводительность

Требуется выполнить расчет подшипника скольжения ротационного компрессора, работающего в режиме жидкостного трения по следующим данным:

· радиальная сила Fr=145 кН,

· частота вращения вала n=3000 об/мин,

· угол охвата б=180°,

· чистота обработки контактной поверхности шейки вала Ra1=1 мкм и вкладыша Ra2=1 мкм,

· смазочный материал ОМТИ,

· температура масла в гидросистеме t0=50С°,

· давление масла в гидросистеме pe=0,18 МПа,

· масло подается в ненагруженную часть подшипника.

Расчет

Условия работы подшипника скольжения в существенной мере зависят от качества обработки трущихся поверхностей. Шероховатость поверхности характеризуется параметрами Ra и Rz. Здесь Ra - среднее арифметическое отклонение профиля в пределах базовой длины, Rz - высота микронеровностей профиля по десяти точкам в пределах базовой длины [3]. Можно считать, что Rz 4Ra, поэтому имеем

Rz1 = 4 мкм, Rz2 =4 мкм.

Угловая скорость вращения вала:

с-1.

Окружная скорость вращения вала:

м/с.

Относительный зазор:

(где д - абсолютный зазор) вычисляем по рекомендованной зависимости

.

Определяем абсолютный радиальный зазор:

мм.

Все последующие вычисления необходимо проводить, основываясь на известной температуре масла в подшипнике, так как эта температура определяет вязкость масла и, следовательно, нагрузочную способность подшипника.

На первом этапе вычислений температура масла в подшипнике не известна (но всегда выше, чем в гидросистеме). Приходится задавать ее начальное приближение с последующим уточнением фактической температуры масляного слоя. То есть, задача расчета подшипника скольжения является итерационной задачей.

При первой итерации температуру масла принимаем равной С. Для сорта масла ОМТИ при указанной температуре по графикам, приведенным на рисунках А.1 - А.3 [5]

§ динамическую вязкость ,

§ плотность кг/м3,

§ теплоемкость с = 1800 .

Коэффициент нагруженности подшипника определяем по формуле:

Используя таблицу А.1 [5], для заданного угла охвата б = 180° по полученному значению и отношению b/d=0,76 путем линейной интерполяции находим величину относительного эксцентриситета.

Минимальную толщину масляного слоя в подшипнике определяем по формуле:

мм.

Условие, при котором отсутствует непосредственный контакт движущихся поверхностей, имеет вид:

> ,

где - минимально допустимый (критический) зазор, при котором в подшипнике сохраняется режим жидкостного трения. Эта величина вычисляется по формуле

При вычислении значение прогиба оси вала на ширине подшипника s принималось равным нулю, т.к. в данном случае нагрузки на вал и схема его опирания неизвестны. В случае, когда эти параметры известны, величину прогиба можно определить, выполнив автоматизированный расчет вала.

Из полученных результатов видно, что в нашем случае жидкостной режим трения в подшипнике обеспечивается,

=0,381 мм > = 0,0355 мм.

Переходим к определению коэффициента трения в подшипнике. Он вычисляется по формуле:

.

Мощность, выделяющаяся в подшипнике за счет трения:

кВт.

Момент сил трения:

.

Коэффициент сопротивления вращению:

.

Выполним расчет расхода масла в подшипнике. Коэффициент окружного расхода масла в подшипнике:

.

Коэффициент торцевого расхода масла в зоне нагружения при б= определяем по таблице с использованием линейной интерполяции в зависимости от относительного эксцентриситета е и отношения b/d; в рассматриваемом случае он равен q1 =0,14444

Коэффициент торцевого расхода в ненагруженной зоне не определяется. В нашем случае q2 = 0, т.к. подвод масла осуществляется в ненагруженной части подшипника.

- коэффициент, определяемый по таблице в зависимости от б и е. =0,3795

Приращение температуры в смазочном слое:

.

Температура масла при входе в смазочный слой:

.

Средняя температура масла в зазоре:

.

Рассматриваемая итерация проводилась в предположении, что температура масла равна t'= 55°С, а полученная в результате вычислений средняя температура масла отличается от принятой изначально, поэтому необходимо провести вторую итерацию. В качестве исходной температуры масла выбираем t» = t'm= 60°С.

Уточняя по графику (рисунок А.1, [5]) значение вязкости для этой температуры, находим =0,019 Па·с. Значения удельной теплоемкости и плотности смазочных материалов не так существенно зависят от температуры в рассматриваемом интервале, поэтому их уточнение не имеет особого смысла.

Далее выполняем весь расчет, начиная с расчета коэффициента нагруженности подшипника, заново.

Получаем

Из таблицы [5]

Тогда

мм.

Условие отсутствия непосредственного контакта поверхностей выполняется, так как

=0,364 мм > = 0,0355 мм.

Далее получаем:

,

кВт,

,

,

.

Из таблицы [5] находим q1 =0,1444

Затем определяем

q₂ = 0,

,

,

.

Рассматриваемая итерация проводилась в предположении, что температура масла равна t'= 60°С, а полученная в результате вычислений средняя температура масла незначительно отличается от принятой изначально, поэтому необходимо необходимости проведения следующей итерации нет.

Результаты расчета для двух итераций представлены в таблице 3.

Таблица 3

Окончательно имеем значение средней температуры масла в зазоре: .

Максимальная температура масла в зазоре:

.

Расход масла, который обеспечивает работоспособность подшипника:

Размещено на Allbest.ru