Определение необходимого числа ступеней сжатия в компрессоре

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема: «Расчет и конструирование поршневого компрессора»

 

 

Выполнил студент гр. №4036/1: Мамин А.А. ________________

 

Руководители:             Устюшенкова О.Ю. ________________

Хрусталёв Б.С. ________________

       Котлов.А. ________________

 

Санкт-Петербург

2011

Термодинамический расчет

Состоит в определении промежуточных термодинамических параметров по заданным начальным (  и ) и конечным () параметрам, с учетом потерь в межступенчатых коммуникациях и холодильнике, а так же в определении индикаторной и изотермической мощностей.

1.1.Техническое задание

Необходимо спроектировать поршневой компрессор с заданными параметрами:

Сжимаемый газ – воздух;

Начальное давление воздуха  МПа;

Начальная температура воздуха К;

Относительная влажность воздуха ;

Производительность компрессора = 20 м³/мин;

Конечное давление воздуха  МПа;

Температура охлаждающей воды С;

Температура недоохлаждения С;

Относительные мёртвые пространства первой и второй ступени соответственно

, ;

Относительные потери на всасывании I ступени

Относительные потери на всасывании II ступени

Относительные потери на нагнетании I ступени

Относительные потери на нагнетании II ступени

Дополнительные технические требования – стационарный компрессор.

Выбор схемы компрессора

Согласно техническому заданию, проектируемый компрессор по своим параметрам соответствует компрессорам общепромышленного назначения средней производительности. Такие компрессоры целесообразно выполнять крейцкопфными. Компоновку цилиндров принимаем вертикально-горизонтальную (L-образную) (см. рис. 1.1.). Такая схема несколько уступает оппозитному расположению цилиндров с точки зрения уравновешенности машины, но позволяет уменьшить занимаемую компрессором площадь.

 

Рис. 1.1. Схема L-образного поршневого компрессора.

Определение необходимого числа ступеней сжатия в компрессоре

Общее отношение давлений в компрессоре

На основании статистических данных по уже выполненным компрессорам [1, 93с.] определяем, что оптимальное число ступеней равно двум. К такому же результату можно прийти, задаваясь отношением давлений в одной ступени, которое обычно лежит в пределах от 3 до 5. Назначая , найдём число ступеней z

.

Ближайшее целое значение ступеней .

 

Распределение давлений по ступеням сжатия.

Вычислив отношение давлений в ступенях по формуле для теоретического процесса

.

Тогда, представив величину отношение давление ступени, как частное конечного и начального давлений, найдем промежуточное значение давления.

Отношение давлений газа в цилиндрах рассчитывается далее.

Определение полезного действия компрессора

Совершенство многоступенчатых компрессоров оценивается изотермным коэффициентом полезного действия: , где N_ИЗ – изотермная мощность компрессора, вычисляемая по формуле:  кВт, тогда .

Выбор двигателя

В тех случаях, когда компрессор не комплектуется специальным фланцевым двигателем и его привод осуществляется через муфту или иным образом, то, зная номинальную мощность компрессора и скорость вращения вала, двигатель необходимо подобрать по каталогам. Учитывая возможностью перегрузки компрессора в работе, мощность двигателя выбирают несколько большей. Для компрессоров малой производительности запас мощности обычно выбирается в пределах 15-25%. Применение проектируемого компрессора, как стационарную установку почти в равной степени указывает на использование в качестве привода обоих видов, и поэтому привод определяется пожеланиями заказчика или сферой применения (есть ли возможность к доступу к сети). Будем считать, что нам поручено выполнение проектируемого компрессора с приводом от электродвигателя.

Выбираем асинхронный двигатель АИР355М8, имеющий частоту вращения 735об/мин (с учетом проскальзывания),мощность 160кВт, КПД 94,2% и момент инерции 7,104 кг∙м².

Уравновешивание компрессора

Рассмотрим механизм движения компрессора – коленчатый вал, шатун, крейцкопф, шток, поршень. Из них поршень, шток и крейцкопф совершают только возвратно-поступательные движения, коленчатый вал – вращательное, шатун – сложно-плоское, которое можно рассматривать как результат сложения двух движений: возвратно-поступательного вместе с крейцкопфом и вращательного вместе с коленчатым валом. В связи с этим массу шатуна  разбивают на две части: .

Массу колена вала, совершающую вращательное движение, приводят к пальцу кривошипа.

Согласно рисунку 2.1 (Схема колена вала) она будет определяться как . Таким образом, масса возвратно-поступательно движущихся частей, приведенная к центру крейцкопфного пальца, для каждого ряда будет определяться по формуле:

Масса вращающихся частей составит .

Примем значение λ (приведённая длина, равная отношению радиуса кривошипа к длине шатуна) равное 0,2, в соответствии с конструкцией, а угловая скорость вращения вала, рад/с, ;

Значение радиуса кривошипа определяет ход поршня:

, таким образом: мм. Значение длины шатуна: мм.

Шатун выбираем стандартный, согласно данным, приведённым в [1], табл. 6.9, стр. 168:

Шатун с тонкостенными вкладышами – m = 13 кг.

 

Крейцкопф и крейцкопфный палец выбираем стандартными, по значениям, приведенным в [1], табл. 6.9, стр. 176.

Тип: К-63, суммарная масса =25,4кг.

Коленчатый вал спроектирован так, что при вращении неуравновешенными будут только шейка вала, находящаяся на расстоянии r от оси вращения вала сделанная из чугуна ВЧ35 ГОСТ 7293-85 плотностью г/мм3, масса шейки вала  кг.

Шток выполняем из стали 40Х ГОСТ 4543-71 плотностью  г/мм3, масса штока равна m = 9,113 кг

Поршень (дисковый) первой ступени выполняем с шестью рёбрами жесткости из алюминиевого сплавы АДО ГОСТ 4784-97 плотностью  г/мм3, а уплотнительные кольца – из термостабилизированного капрона ТНК-2Г5 плотностью  г/мм3, и суммарная масса поршня первой ступени вместе с деталями крепления равна m=18,327 кг.

Поршень (дисковый) второй ступени выполняем полым из чугуна СЧ10 ГОСТ 1412-85 плотностью  г/мм3, а уплотнительные кольца – из термостабилизированного капрона ТНК-2Г5 плотностью  г/мм3, и суммарная масса поршня второй ступени вместе с деталями крепления равна m=18,505 кг.

Следовательно, имеем следующие массы, кг:

Поршня 1 ступени() ……………………………………………………………………………..18,327

Поршня 2 ступени() ……………………………………………………………………………..18,505

Штока () ………………………………………………………………………………………...9,113

Крейцкопфа с крейцкопфным пальцем () ……………………………………………………..25,4

Шатуна () ………………………………………………………………………………………..13,0

Колена вала () …………………………………………………………………………………....11,434

Расчет маховика

3.1. Построение индикаторных диаграмм

Процесс работы компрессора сопровождается действием газовых сил (со стороны крышки  и со стороны вала ), сил трения  и суммарной силой инерции , характеризующих значение суммарной поршневой силы – .

Значения составляющих суммарной силы непостоянны и зависят от вращения вала. Составляющие : сила действующая вдоль шатуна  и сила действующая нормально к оси ряда , которая раскладывается на тангенциальную силу , действующую перпендикулярно оси кривошипа, и на силу направленную по кривошипу  (см рис. «Схема сил»).

Следовательно: .

Для определения изменения газовых сил по ходу поршня найдем, сначала, значения средних усилий всасывания  и нагнетания :

Для первой ступени:

, ;

Для второй ступени:

, ;

Тогда получим:

 кН,  кН,

 кН,  кН.

Далее определяем изменение газовой силы и строем индикаторную диаграмму. Необходимо также учесть мёртвое пространство, то есть , а .

Линия сжатия (первая ступень): ,

где Р_Г.Н.1, S₁ – координаты точки, соответствующей началу сжатия; Р_i, S_i – текущие координаты.

.

Линия расширения (первая ступень): ,

где Р_Г.К.1,S₃ – координаты точки, соответствующей началу сжатия; Р_i, S_i – текущие координаты.

.

Линия сжатия (вторая ступень): ,

где Р_г1,S₁ – координаты точки, соответствующей началу сжатия; Р_i, S_i – текущие координаты.

.

Линия расширения (вторая ступень): ,

где Р_г3,S₃ – координаты точки, соответствующей началу сжатия; Р_i, S_i – текущие координаты.

.

Для построения диаграмм необходимо также найти поправку Брикса: .

Так как индикаторные диаграммы чертились в программе «Компас 3D V13 Home», то площади диаграмм посчитаем с помощью встроенной в него подпрограммы.

Для проверки правильности построения диаграмм найдем графическим путем индикаторную мощность, кВт, ступеней, и сравним ее с индикаторной мощностью, полученной в результате термодинамического расчета.

, где  - среднеиндикаторная поршневая сила в ступени, кН, которая находится с помощью планиметрирования индикаторных диаграмм полостей соответствующей ступени; S – ход поршня, мм;  - частота вращения вала компрессора, об/с.

Учтем, что на рисунке представлены только диаграммы со стороны крышки, так как индикаторные диаграммы со стороны вала практически равны им (влияние штока не превышает 3,5%). Поэтому мы считаем, что в нашем случае индикаторные диаграммы обеих полостей в каждой ступени одинаковы. Следовательно, , где =0,25 – масштабный коэффициент поршневой силы, кН/мм, f – площадь индикаторной диаграммы одной полости цилиндра,

Значения среднеиндикаторных сил ступеней:

Значения индикаторных мощностей ступеней:

 

 

При выполнении термодинамического расчета были получены . Результаты близки друг к другу, следовательно, индикаторные диаграммы построены верно.

Построение силовых диаграмм

Выполним построение диаграмм поршневых сил. По оси ординат будем откладывать усилия вдоль оси ряда Р, а по оси абсцисс – угол поворота коленчатого вала φ. На диаграмму наносим ранее определенные усилия Р_г, P_к инерции возвратно- поступательно движущихся масс I_s, силы трения в цилиндро-поршневой группе Р_тр.

На основании выше сказанного запишем: .

Значение силы инерции возвратно- поступательно движущихся масс для одного ряда (т. к. значения сил определяются для каждого ряда отдельно, однако данные силы одинаковы для всех рядов) определяется по формуле: ;

.

Силы трения в рядах полагают постоянными по модулю и меняющими знак в мертвых точках. Для их расчета воспользуемся следующей формулой: ,

где N_i – индикаторная мощность соответствующей ступени.

Принимая η_мех=0,92, определим значения сил трения, Н:

; .

Тогда, с учетом направления действующих сил (газовые силы со стороны крышки – отрицательные) суммарная поршневая сила равна:

;

.

Следующим этапом является определение составляющих суммарной поршневой силы по соответствующим формулам.

Усилие по шатуну определяется по формуле: ,

где β – угол между осями цилиндра и шатуна определяется по формуле: .

Тогда:

Нормальная сила, действующая на стенки цилиндра: ;

; .

Тангенциальные усилия на кривошип:

; .

Радиальные усилия на кривошип:

; .

 

Усилие на коленчатый вал: , где I_rш – центробежная сила от вращающейся части шатуна.

; ;

; .

Результаты расчетов для первой и второй ступеней относительно угла поворота кривошипа сведены в таблицы.

Таблица 1 - Значения действующих сил в первой ступени

Таблица 2 – Значения действующих сил во второй ступени

 

Рис. 3.1. Силовая диаграмма для ряда с первой ступенью

Рис. 3.2. Силовая диаграмма для ряда со второй ступенью

Рис. 3.3. Диаграмма нормальных сил

 

Рис. 3.4. Диаграмма радиальных сил

Расчёт газоохладителя.

Прочность узлов компрессора

Расчет коленчатого вала

Рис. 5.6. К расчёту коленчатого вала на прочность.

 

Необходимо определить реакции в опорах вала. Для вертикальной и горизонтальной плоскостей:

Где сила инерции от противовеса:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости находится по формуле:

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости находится по формуле:

Тогда суммарный изгибающий момент находится как: .

Напряжение изгиба: , где , где d_ш = 125 мм – диаметр шатунной шейки.

Крутящий момент определяется по формуле:

Напряжение кручения определяется по формуле: , где .

Получаем: , .

Результирующее напряжение определим по формуле:

При расчете получено, что максимальное значение результирующего напряжения получаем при положении кривошипа на 30 градусах:  МПа.

Полученное значение значительно меньше допустимого, следовательно, вал удовлетворяет условиям прочности: МПа.

Расчет клапанов

Теория и основные формулы

Самодействующие клапаны – это такие клапаны, закон движения запорного органа которых определяется изменяющийся разностью давлений.

Течение газа в клапане зависит от площади прохода в седле , в щели между пластиной и седлом  и в ограничителе . При проходе газа через клапан из-за гидравлического сопротивления теряется энергия сжатия газа. Потери могут достигать 35% от мощности привода. Для уменьшения гидравлических потерь увеличивают площадь проходного сечения в клапанах. Самой большой площадью сечения обладает прямоточный клапан.

Пластина ударяется об ограничитель подъема большей поверхностью, чем о седло, так как контакт пластины с седлом осуществляется только по уплотняющим кромкам небольшой ширины. Поэтому допустимые скорости посадки на седло много меньше, чем на ограничитель. В момент удара об ограничитель скорость не должна превышать 10 м/с, в то время как допустимые скорости при фазе открытия – 3 м/с, а при фазе закрытия – 1 м/с.

Увеличение площади проходного сечения за счет увеличения высоты подъема приводит к уменьшению срока службы клапана. При увеличении проходного сечения за счет увеличения самого клапана растет мертвый объем, возрастает удельная металлоемкость и габаритные размеры компрессора.

Предполагается, что в процессе всасывания или нагнетания клапан большую часть времени соответственного процесса полностью открыт. Отношение части хода поршня, на которой происходит всасывание, к полному ходу поршня:

 

Отношение части хода поршня, на которой происходит нагнетание, к полному ходу поршня:

Критерий скорости газа  нельзя называть числом Маха, хотя он имеет вид числа Маха.

. Так как  - условная форма безразмерного представления условий средней эквивалентной скорости потока, в то время, как М – отношение действительной скорости газа к скорости звука в этой точке.

Формулы:

Отношение теоретической работы проталкивания к произведению  представляет собой безразмерную теоретическую работу проталкивания.

 - безразмерные работы, которые находятся по номограммам [1, 214с.] в зависимости от безразмерного хода и условного числа Маха. Ввиду того, что функция хода поршня не является симметричной относительно , потери в клапанах, расположенных со стороны крышки, отличаются от потерь со стороны вала.

Дополнительная мощность, расходуемая на преодоление сопротивления в клапанах одной полости цилиндра:

где - коэффициент влияния силы упругости пластины в предположении, что масса пластины равняется 0, - коэффициент влияния массы пластины.

Для прямоточных клапанов:

Со стороны крышки:	Со стороны вала:

 

Первая ступень

Итак, дополнительная мощность, необходимая компрессору:

 

Вторая ступень

 

Итак, дополнительная мощность, необходимая компрессору:

Суммарная дополнительная мощность, необходимая компрессору, равна:

.

Мощность, потребляемая компрессором, , дополнительная мощность, необходимая компрессору составляет 7,12%.

 

 

6.2.2. Второй вариант

Условия аналогичны, но мы будем использовать другие размеры клапанов, дабы найти такую компоновку клапанов, при которой дополнительная мощность, необходимая компрессору была бы наименьшей.

На I ступени - прямоточные нагнетательные клапаны ПИК155-2,5А, установленные со стороны крышки (4 штуки) и со стороны вала (4 штуки), эквивалентная площадь:

На II ступени – прямоточные нагнетательные клапаны ПИК85-2,5А, установленные со стороны крышки (4 штуки) и со стороны вала (4 штуки), эквивалентная площадь

Первая ступень

 

Итак, дополнительная мощность, необходимая компрессору:

 

Вторая ступень

Итак, дополнительная мощность, необходимая компрессору:

Суммарная дополнительная мощность, необходимая компрессору, равна:

.

Мощность, потребляемая компрессором, , дополнительная мощность, необходимая компрессору составляет 6,3%.

 

Следовательно, подходит второй вариант, так как потери мощности, необходимой компрессору, значительно меньше, кроме того, количество клапанов в сравнении с первым вариантом тоже уменьшено – более технологичный вариант.

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема: «Расчет и конструирование поршневого компрессора»

 

 

Выполнил студент гр. №4036/1: Мамин А.А. ________________

 

Руководители:             Устюшенкова О.Ю. ________________

Хрусталёв Б.С. ________________

       Котлов.А. ________________

 

Санкт-Петербург

2011

Термодинамический расчет

Состоит в определении промежуточных термодинамических параметров по заданным начальным (  и ) и конечным () параметрам, с учетом потерь в межступенчатых коммуникациях и холодильнике, а так же в определении индикаторной и изотермической мощностей.

1.1.Техническое задание

Необходимо спроектировать поршневой компрессор с заданными параметрами:

Сжимаемый газ – воздух;

Начальное давление воздуха  МПа;

Начальная температура воздуха К;

Относительная влажность воздуха ;

Производительность компрессора = 20 м³/мин;

Конечное давление воздуха  МПа;

Температура охлаждающей воды С;

Температура недоохлаждения С;

Относительные мёртвые пространства первой и второй ступени соответственно

, ;

Относительные потери на всасывании I ступени

Относительные потери на всасывании II ступени

Относительные потери на нагнетании I ступени

Относительные потери на нагнетании II ступени

Дополнительные технические требования – стационарный компрессор.

Выбор схемы компрессора

Согласно техническому заданию, проектируемый компрессор по своим параметрам соответствует компрессорам общепромышленного назначения средней производительности. Такие компрессоры целесообразно выполнять крейцкопфными. Компоновку цилиндров принимаем вертикально-горизонтальную (L-образную) (см. рис. 1.1.). Такая схема несколько уступает оппозитному расположению цилиндров с точки зрения уравновешенности машины, но позволяет уменьшить занимаемую компрессором площадь.

 

Рис. 1.1. Схема L-образного поршневого компрессора.

Определение необходимого числа ступеней сжатия в компрессоре

Общее отношение давлений в компрессоре

На основании статистических данных по уже выполненным компрессорам [1, 93с.] определяем, что оптимальное число ступеней равно двум. К такому же результату можно прийти, задаваясь отношением давлений в одной ступени, которое обычно лежит в пределах от 3 до 5. Назначая , найдём число ступеней z

.

Ближайшее целое значение ступеней .