Расчёт основных параметров компрессора

Введение

    Охлаждением называется процесс отвода теплоты или отдачи работы, который сопровождается понижением температуры и протекает с участием не менее двух тел: охлаждаемого и охлаждающего. В холодильной технике различают естественное и искусственное охлаждение. Естественное охлаждение осуществляется вследствие самопроизвольной передачи теплоты окружающей среде (атмосферному воздуху, воде естественных водоемов и грунту), имеющей более низкую температуру, чем охлаждаемое тело.

    С развитием научно-технического прогресса в последние десятилетия естественное охлаждение практически во всех сферах деятельности человека заменяют искусственным.

    Искусственный холод получают двумя способами. Первый основан на аккумулировании естественного холода, второй - на существующей в природе закономерности, выражаемой вторым законом термодинамики. Второй способ составляет основу машинного охлаждения. Согласно второму закону термодинамики для получения холода необходимо затратить внешнюю работу. При этом теплота отводится от охлаждаемого источника и подводится к источнику окружающей среды. Охлаждаемый источник называют также источником теплоты низкой температуры.

    Диапазон температур, достигаемых с помощью холодильных машин, достаточно широк: от положительных значений температур до температуры предела искусственного охлаждения, близкой к абсолютному нулю(-273,15°С).

    Для переноса теплоты в машинах при осуществлении холодильного цикла используются рабочие вещества, которые называют также холодильными агентами. Отвод тепла от объекта охлаждения осуществляется с помощью промежуточного хладоносителя (воздуха, воды, рассола и др.) или непосредственно кипящим холодильным агентом в испарителе.

    Холодильные машины применяют в пищевой, мясомолочной промышленности и сельском хозяйстве для замораживания и хранения пищевых продуктов, в химической и нефтеперерабатывающей промышленности; для кондиционирования воздуха; в горной промышленности; в металлургической промышленности; в радиотехнике и др.

    В настоящее время преимущественно используют холодильные машины компрессорного типа.  

Тепловой расчет цикла

Цикл, расчет которого будет производиться представлен на рисунке:

Рисунок 1 – Теоретический цикл одноступенчатой холодильной машины в h-P диаграмме.

 

Исходные данные для расчета следующие:

Холодопроизводительность Qо, кВт		25
Температура, К:
кипения То		255
конденсации Тк		315
Рабочее вещество		R134a

Перегрев рабочего тела (R134a)  перед сжатием в компрессоре лежит в пределах ∆Т_пер=10…30К.

1-1’ – принимаем перегрев в бессальниковом компрессоре от обмоток электродвигателя ∆Т_пер=10 ⁰С.

3’-3 – принимаем переохлаждение хладагента в конденсаторе и жидкостном трубопроводе равным Dt=4°С.

Значение параметров узловых точек теоретического цикла холодильной машины приведены в таблице 1.1.

 

Таблица 1 – Параметры узловых точек

Параметры	Узловые точки
	1	1’	2	2’	3	3’	4
Р, бар	1,6	1,6	11	11	11	11	1,6
h, кДж/кг	388	395	438	420	260	253	253
Т, 0С	-18	-8	58	42	42	38	-18
υ, м3/кг	0,13	0,135	0,021	0,018	-	-	1,21

Изменение давлений при перегреве:

_вс=(0,05…0,1)Р₀ =0,06·1,6=0,096 бар,

_н =(0,1…0,15)P_к=0,12·11=1,32 бар.

Удельная массовая холодопроизводительность

 кДж/кг

Массовый расход рабочего вещества:

кг/с

Действительная объемная производительность:

 м³/с

Удельная адиабатная работа компрессора:

 кДж/кг

Адиабатная мощность компрессора:

кВт

 м³/с – теоретический объем описываемый поршнями;

где λ – коэффициент подачи.

Производительность действительного поршневого компрессора вследствие влияния мертвого пространства, гидравлических сопротивлений при всасывании и нагнетании, подогрева рабочего вещества во всасывающем тракте, утечек его через неплотности и других факторов всегда меньше, чем производительность теоретического компрессора. Для оценки потерь производительности или, иначе, объемных потерь поршневого компрессора вводится понятие коэффициента подачи.

Коэффициент подачипоршневого компрессора показывает, во сколько раз его действительная производительность меньше теоретической, и определяется соотношением

,

где ,  — действительная и теоретическая объемные производительности компрессора, м³/с;  — действительная и теоретическая массовые производительности компрессора, кг/с.

Коэффициент подачи поршневого компрессора, зависящий одновременно от ряда факторов, представляют в виде произведения нескольких (для холодильных компрессоров обычно четырех) коэффициентов, каждый из которых учитывает влияние какого-то одного фактора.

_{д пл};

Объемный коэффициент  учитывает уменьшение производительности действительного компрессора из-за расширения рабочего вещества, оставшегося в мертвом объеме, и, кроме того, из-за потерь давления при нагнетании, приводящих к тому, что процесс обратного расширения начинается при давлении, P_кболее высоком, чем давление нагнетания P_н,на значение , потерь давления в нагнетательном клапане и последующем тракте.

,

где с – относительный мёртвый объём для фреоновых компрессоров, с=0,02

=(0,02…0,05) 0,02;

n_p – показатель политропы расширения при работе на фреонах; n_p=1,3.

;

Коэффициент дросселирования  учитывает уменьшение производительности из-за потерь давления во всасывающем тракте и клапане, вследствие которых процесс сжатия начинается при давлении P₁, более низком, чем давление P₀, при входе в компрессор, на значение .

;

Индикаторный коэффициент всасывания определяется как произведение двух только что найденных коэффициентов. Индикаторный коэффициент всасывания отражает ту часть потерь производительности, которая может быть определена по индикаторной диаграмме. Поэтому его иногда называют коэффициентом видимых объемных потерь.

Коэффициент герметичности  учитывает уменьшение производительности из-за утечек и перетечек через уплотнения компрессора, которые так же, как и потери от подогрева являются «скрытыми» потерями.

В компрессорах простого действия неплотности поршневого уплотнения приводят к утечке рабочего вещества в картер, а в компрессорах двойного действия — к его перетечке в соседнюю полость. В обоих случаях это влечет за собой снижение производительности компрессора. Неплотности всасывающих, нагнетательных клапанов и уплотнений штоков в крейцкопфных компрессорах также вызывают снижение производительности.

Коэффициент герметичности зависит от отношения давлений и для современных холодильных компрессоров, имеющих поршневые кольца, находится в пределах

=(0,95…0,99) 0,99.

Увеличение частоты вращения компрессора вызывает повышение .

Коэффициент подогрева , оценивает уменьшение производительности компрессора из-за подогрева рабочего вещества при его движении от входного сечения всасывающего патрубка до момента закрытия всасывающего клапана. В процессе движения рабочее вещество нагревается от корпуса компрессора, всасывающего клапана, крышки, стенок цилиндра и поршня. При этом его удельный объем увеличивается и, хотя фактический объем всасываемого в цилиндр рабочего вещества остается неизменным, масса его уменьшается, а значит, уменьшается и используемый в расчетах объем, отнесенный к условиям всасывания. Эта потеря производительности является скрытой и не может быть определена из индикаторной диаграммы. Принимаем:

;

Тогда

;

Адиабатная мощность компрессора:

кВт

Индикаторная мощность:

 кВт,

где  - индикаторный КПД:

, (b=0,0025 для R134а)

Мощность трения

 кВт,

где  = 40^.10³ Па – давление трения.

Эффективная мощность:

 кВт

Механический КПД компрессора:

Эффективный КПД компрессора:

Холодильный коэффициент:

Разработка компрессора

Разработка цилиндра.

В цилиндрах осуществляются рабочие процессы компрессора: расширение, всасывание, сжатие и нагнетание пара холодильного агента. Цилиндры бескрейцкопфных блок-картерных компрессоров имеют сменные гильзы на скользящей посадке. Стенки цилиндров воспринимают силы от давления пара холодильного агента, а также силы со стороны поршней (горизонтальные составляющие веса и инерционные силы). Цилиндры и гильзы цилиндров изготавливают из чугуна СЧ21 или СЧ24 легированного присадками. Их твёрдость находится в пределах НБ 170 – 241.

Гильза цилиндра

Толщина:

м;

Внешний диаметр:

м;

Средний диаметр:

м.

Окончательная высота цилиндра определяется после разработки поршня и шатуна. Высота определяется с условием выхода поршня из цилиндра не более чем на 15÷20% своей высоты.

Разработка поршня.

Поршень предназначен для создания разряжения в цилиндре компрессора при увеличении его внутреннего объёма. В данном курсовом проекте применяются тронковые поршни. Он непосредственно соединяется с шатуном при помощи поршневого пальца. На верхней части поршня имеются канавки для уплотнительных колец.

Толщины днища:

м;

Толщина стенки:

м;

Высота поршня:

м;

Расстояние между нижней кромкой поршня и осью поршневого пальца:

м;

Наружный диаметр поршневого пальца:

м;

Внутренний диаметр поршневого пальца:

м;

Расстояние между бобышками поршня (длина шатунного подшипника):

м;

Длина бобышки:

м;

Толщина поршневого кольца:

м;

Высота поршневого кольца:

м;

Длина поршневого пальца:

м;

Внутренний диаметр пальца:

м;

Диаметр отверстий под палец:

м;

Внутренний диаметр поршня:

м;

Высота до канавки:

м;

Диаметр без учета канавок:

м;

Диаметр:

м;

Высота до оси пальца:

м;

Расстояние от оси до днища:

м;

Высота до канавки кольца:

м;

Расстояние между канавками:

м;

Высота верхней части:

м;

Рабочая длина бобышки:

м;

Полная длина пальца:

м;

Разработка шатуна.

Шатун служит для преобразования вращательного движения коленчатого вала в поступательное движение поршня. Он соединяет шатунную шейку вала с поршнем или крейцкопфом. Шатун состоит из трех частей: верхней (поршневой) головки, стержня и нижней (шатунной) головки. Верхняя головка шатуна выполняется неразъемной и запрессованной бронзовой или латунной втулкой. Нижняя головка при коленчатом вале - разъемная, скреплённая шатунными болтами. Для снижения коэффициента трения и предотвращения износа шатуна в нижней головке применяются съемные вкладыши из сплавов на базе олова (баббиты), из алюминиевых сплавов и сплавов из свинцовых бронз.

Внутренний диаметр втулки верхней головки шатуна:

м;

Диаметральный зазор между поршневым пальцем и внутренней поверхностью втулки:

м;

Внутренний диаметр верхней головки шатуна (наружный диаметр втулки):

м;

Наружный диаметр верхней головки шатуна:

м;

Внутренний диаметр вкладыша нижней головки шатуна (диаметр шатунной шейки):

м;

Внутренний

м;

Наружный диаметр нижней головки шатуна:

м;

Первоначальная длина шатуна:

м;

где S – ход поршня.

Толщина верхней головки шатуна:

м;

Толщина нижней головки шатуна:

м;

Наружный диаметр шатунного болта:

м;

Принимаются равным ближайшему значению диаметра по ГОСТ 7798-70

болты шатунные. d_ш.б =0,01,м. (М10).

Длина верхней головки:

м;

Толщина стенки втулки верхней головки:

м;

Внешний диаметр втулки:

м;

Диаметр шатунного болта:

м;

Расстояние между болтами:

м;

Диаметр головки болта:

м;

Диаметр отверстий под болт:

м;

Ширина нижней головки:

м;

Ширина шатунного подшипника:

м;

Ширина крышки:

м;

Ширина стержня:

м;

Высота полки стержня:

м;

Ширина полки:

м;

Толщина среднего сечения:

м.

 

Коленчатый вал

Диаметр шатунной шейки:

м;

Длина шатунной шейки:

м;

Толщина галтели:

м;

Ширина галтели:

м;

Диаметр коренной шейки коленчатого вала:

м;

Длина коренной шейки коленчатого вала: ширина стандартного подшипника;

Число цилиндров на шатунной шейке: ;

Поправка на кинематическую схему:

м;

Размеры:

м;

м;

м;

м;

м.

Радиус кривошипа:

м.

 

Поршневые кольца

Радиальная толщина кольца:

м;

Высота кольца:

м;

Величина теплового зазора замка кольца:

м

Количество уплотнительных колец (зависит от скорости вращения вала):

т.к. n=20 рад/с, то 2 кольца

Расстояние между соседними поршневыми кольцами выбирается равным высоте кольца.

Разработка конденсатора.

Разработка испарителя

Тепловой расчет испарителя

Основные параметры характеризующие теплопередающую поверхность:

Трубы медные гладкие, наружный диаметр d_н=0,018м, внутренний диаметр d_вн=0,015м.

Температура охлажденного рассола :

К,

где =4ºС - принятая разность температур на холодном конце испарителя.

Температура рассола при входе в испаритель:

К,

где =4ºС - принятая температура охлаждения рассола.

Средняя логарифмическая разность температур в аппарате

ºС

При температуру кипения Т₀=274К принятая температура замерзания рассола К. Принимается раствор CaCl₂ c =262,8К.

Свойства рассола при средней температуре Т=280 К.

Массовая доля ξ, %	14,7
Плотность ρ, кг/м3	1130
Удельная теплоемкость сs, кДж/(м·К)	3,343
Коэффициент:
ü теплопроводности λs, Вт/(м·К)	0,559
ü кинематической вязкости νs, м2/с	1,829·10-6
ü динамической вязкости μ, Па·с	2,07·103
Число Прандтля Prж	12,4

 

Число труб в одном аппарате при скорости рассола ω=1,2 м/с.

принимаем n₁=15. Тогда скорость рассола

м/с

Число Рейнольдса

Число Нуссельта при переходном режиме течения жидкости

,

где =0,98 при Re=9624

Коэффициент теплоотдачи со стороны рассола

Вт/(м²·К).

Коэффициент теплоотдачи со стороны рабочего вещества определяется в зависимости от характера течения процесса при стекании пленки по поверхности пучка горизонтальных труб.

При развитом кипении пленки, когда , применимо

Плотность теплового потока в начале закипания, Вт/м²:

, где Г=0,3·10^-4 м³/(м·с) – минимально допустимая плотность орошения

=18; р=1,83; s=1,3·d_н=0,0235

Плотность теплового потока при развитом кипении пленки при ºС, Вт/(м²·К):

,

где с₂=7800.

Средний коэффициент теплоотдачи при испарении пленки рабочего вещества, отнесенный к внутренней поверхности труб, Вт/(м²·К):

 Вт/(м²·К)

Коэффициент теплопередачи, отнесенный к внутренней поверхности, Вт/(м²·К):

 Вт/(м²·К),

где  - принятое термическое сопротивление стенки и загрязнений.

Площадь теплопередающей поверхности, м²:

 м².

Число труб, размещаемых по диагонали внешнего шестиугольника, при  - отношение длины труб в аппарате к его диаметру .

Принимаем m=15

Введение

    Охлаждением называется процесс отвода теплоты или отдачи работы, который сопровождается понижением температуры и протекает с участием не менее двух тел: охлаждаемого и охлаждающего. В холодильной технике различают естественное и искусственное охлаждение. Естественное охлаждение осуществляется вследствие самопроизвольной передачи теплоты окружающей среде (атмосферному воздуху, воде естественных водоемов и грунту), имеющей более низкую температуру, чем охлаждаемое тело.

    С развитием научно-технического прогресса в последние десятилетия естественное охлаждение практически во всех сферах деятельности человека заменяют искусственным.

    Искусственный холод получают двумя способами. Первый основан на аккумулировании естественного холода, второй - на существующей в природе закономерности, выражаемой вторым законом термодинамики. Второй способ составляет основу машинного охлаждения. Согласно второму закону термодинамики для получения холода необходимо затратить внешнюю работу. При этом теплота отводится от охлаждаемого источника и подводится к источнику окружающей среды. Охлаждаемый источник называют также источником теплоты низкой температуры.

    Диапазон температур, достигаемых с помощью холодильных машин, достаточно широк: от положительных значений температур до температуры предела искусственного охлаждения, близкой к абсолютному нулю(-273,15°С).

    Для переноса теплоты в машинах при осуществлении холодильного цикла используются рабочие вещества, которые называют также холодильными агентами. Отвод тепла от объекта охлаждения осуществляется с помощью промежуточного хладоносителя (воздуха, воды, рассола и др.) или непосредственно кипящим холодильным агентом в испарителе.

    Холодильные машины применяют в пищевой, мясомолочной промышленности и сельском хозяйстве для замораживания и хранения пищевых продуктов, в химической и нефтеперерабатывающей промышленности; для кондиционирования воздуха; в горной промышленности; в металлургической промышленности; в радиотехнике и др.

    В настоящее время преимущественно используют холодильные машины компрессорного типа.  

Тепловой расчет цикла

Цикл, расчет которого будет производиться представлен на рисунке:

Рисунок 1 – Теоретический цикл одноступенчатой холодильной машины в h-P диаграмме.

 

Исходные данные для расчета следующие:

Холодопроизводительность Qо, кВт		25
Температура, К:
кипения То		255
конденсации Тк		315
Рабочее вещество		R134a

Перегрев рабочего тела (R134a)  перед сжатием в компрессоре лежит в пределах ∆Т_пер=10…30К.

1-1’ – принимаем перегрев в бессальниковом компрессоре от обмоток электродвигателя ∆Т_пер=10 ⁰С.

3’-3 – принимаем переохлаждение хладагента в конденсаторе и жидкостном трубопроводе равным Dt=4°С.

Значение параметров узловых точек теоретического цикла холодильной машины приведены в таблице 1.1.

 

Таблица 1 – Параметры узловых точек

Параметры	Узловые точки
	1	1’	2	2’	3	3’	4
Р, бар	1,6	1,6	11	11	11	11	1,6
h, кДж/кг	388	395	438	420	260	253	253
Т, 0С	-18	-8	58	42	42	38	-18
υ, м3/кг	0,13	0,135	0,021	0,018	-	-	1,21

Изменение давлений при перегреве:

_вс=(0,05…0,1)Р₀ =0,06·1,6=0,096 бар,

_н =(0,1…0,15)P_к=0,12·11=1,32 бар.

Удельная массовая холодопроизводительность

 кДж/кг

Массовый расход рабочего вещества:

кг/с

Действительная объемная производительность:

 м³/с

Удельная адиабатная работа компрессора:

 кДж/кг

Адиабатная мощность компрессора:

кВт

 м³/с – теоретический объем описываемый поршнями;

где λ – коэффициент подачи.

Производительность действительного поршневого компрессора вследствие влияния мертвого пространства, гидравлических сопротивлений при всасывании и нагнетании, подогрева рабочего вещества во всасывающем тракте, утечек его через неплотности и других факторов всегда меньше, чем производительность теоретического компрессора. Для оценки потерь производительности или, иначе, объемных потерь поршневого компрессора вводится понятие коэффициента подачи.

Коэффициент подачипоршневого компрессора показывает, во сколько раз его действительная производительность меньше теоретической, и определяется соотношением

,

где ,  — действительная и теоретическая объемные производительности компрессора, м³/с;  — действительная и теоретическая массовые производительности компрессора, кг/с.

Коэффициент подачи поршневого компрессора, зависящий одновременно от ряда факторов, представляют в виде произведения нескольких (для холодильных компрессоров обычно четырех) коэффициентов, каждый из которых учитывает влияние какого-то одного фактора.

_{д пл};

Объемный коэффициент  учитывает уменьшение производительности действительного компрессора из-за расширения рабочего вещества, оставшегося в мертвом объеме, и, кроме того, из-за потерь давления при нагнетании, приводящих к тому, что процесс обратного расширения начинается при давлении, P_кболее высоком, чем давление нагнетания P_н,на значение , потерь давления в нагнетательном клапане и последующем тракте.

,

где с – относительный мёртвый объём для фреоновых компрессоров, с=0,02

=(0,02…0,05) 0,02;

n_p – показатель политропы расширения при работе на фреонах; n_p=1,3.

;

Коэффициент дросселирования  учитывает уменьшение производительности из-за потерь давления во всасывающем тракте и клапане, вследствие которых процесс сжатия начинается при давлении P₁, более низком, чем давление P₀, при входе в компрессор, на значение .

;

Индикаторный коэффициент всасывания определяется как произведение двух только что найденных коэффициентов. Индикаторный коэффициент всасывания отражает ту часть потерь производительности, которая может быть определена по индикаторной диаграмме. Поэтому его иногда называют коэффициентом видимых объемных потерь.

Коэффициент герметичности  учитывает уменьшение производительности из-за утечек и перетечек через уплотнения компрессора, которые так же, как и потери от подогрева являются «скрытыми» потерями.

В компрессорах простого действия неплотности поршневого уплотнения приводят к утечке рабочего вещества в картер, а в компрессорах двойного действия — к его перетечке в соседнюю полость. В обоих случаях это влечет за собой снижение производительности компрессора. Неплотности всасывающих, нагнетательных клапанов и уплотнений штоков в крейцкопфных компрессорах также вызывают снижение производительности.

Коэффициент герметичности зависит от отношения давлений и для современных холодильных компрессоров, имеющих поршневые кольца, находится в пределах

=(0,95…0,99) 0,99.

Увеличение частоты вращения компрессора вызывает повышение .

Коэффициент подогрева , оценивает уменьшение производительности компрессора из-за подогрева рабочего вещества при его движении от входного сечения всасывающего патрубка до момента закрытия всасывающего клапана. В процессе движения рабочее вещество нагревается от корпуса компрессора, всасывающего клапана, крышки, стенок цилиндра и поршня. При этом его удельный объем увеличивается и, хотя фактический объем всасываемого в цилиндр рабочего вещества остается неизменным, масса его уменьшается, а значит, уменьшается и используемый в расчетах объем, отнесенный к условиям всасывания. Эта потеря производительности является скрытой и не может быть определена из индикаторной диаграммы. Принимаем:

;

Тогда

;

Адиабатная мощность компрессора:

кВт

Индикаторная мощность:

 кВт,

где  - индикаторный КПД:

, (b=0,0025 для R134а)

Мощность трения

 кВт,

где  = 40^.10³ Па – давление трения.

Эффективная мощность:

 кВт

Механический КПД компрессора:

Эффективный КПД компрессора:

Холодильный коэффициент:

Разработка компрессора

Расчёт основных параметров компрессора

В данном курсовом проекте будет рассматриваться компрессор работающий на фреоне 134А. Он является по диапазону работы среднетемпературным; по холодопроизводительности – средним, т.к. Q₀=(12…120) кВт. По конструкции кривошипно-шатунного механизма бескрейцкопфные. По расположению осей цилиндров – V-образные. По типу газораспределения не прямоточные. По количеству ступеней сжатия одно ступенчатый. По степени герметичности – бессальниковые, т.е компрессор имеет картер со встроенным электродвигателем. По взаимному креплению цилиндра и картера является блок-картерным, т.е. блок цилиндров и картер в общей отливке. По числу рабочих полостей цилиндра – простого действия, т.е. сжатие пара осуществляется одной стороной поршня. По виду охлаждения – с воздушным охлаждением. По способу смазки – компрессор с принудительной смазкой. Для смазки поверхностей трения используется специальное жидкое масло, которое находится в нижней части картера компрессора. Принудительная смазка осуществляется при помощи масляного насоса через просверленные отверстия в коленчатом вале и шатуне.

По заданной холодопроизводительности подбирают существующий базовый компрессор близкой производительности.

Число цилиндров для поршневых холодильных компрессоров выбирают в пределах 2-8

Принимаем число цилиндров Z=4

Диаметр цилиндра компрессора:

,

 где k = – параметр удельных сил инерции при ходе поршня компрессоров соответственно 0,04–0,12 м.

Так как современные быстроходные компрессоры в целях снижения массы и габаритов, а также ограничения роста средней скорости поршня выполняют короткоходовыми, выбираем k =19:

м

Принимаем D=0,1м.

Для непрямоточных машин

Ход поршня

м

Частота вращения вала компрессора:

 c^-1

Принимаем n=20 c^-1

Средняя скорость поршня:

Теоретический объем, описываемый поршнями:

 м³/с

%

Так как допустимое расхождение находится в пределах (5÷10)% принятые D,s,z соответствуют заданной холодопроизводительности компрессора.