PK_raschetka


Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Казанский Национальный Исследовательский Технологический Университет»
Кафедра:Компрессорные машины и установки

Расчетная работа
по дисциплине: «Поршневые компрессора»
на тему: «Термодинамический расчет поршневого компрессора»
Проверил:
доцент кафедры Галиев Р.М.
Выполнил:
студент гр.2321-22 Вафин И.И.
Казань 2015
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
2
Содержание
Введение
Описание компрессора……………………………………………………………………...4
1. Термодинамический расчет одноступенчатого поршневого компрессора………...…5
1.2. Исходные данные ……………………………………. ………………………………..5
1.3. Определение основных геометрических и режимных
параметров компрессора ….……………………………………..…………………………5
1.4.Определение коэффициента подачи …………………………………………………..6
1.5.Основные размеры и параметры компрессора ……………………………………….6
1.6.Пересчет с новым значением скорости………………………………………………...7
1.8. Поверочный расчет одноступенчатого поршневого компрессора ………………….10
2. Поверочный расчет многоступенчатого поршневого компрессора ……………...…..13
2.1.Исходные данные ……………………………………………………….......................13
2.2. Выбор схемы компрессора ……………………………………………………………13
2.3.Рабочие площади поршней…. ………………………………………………………..14
2.4.Таблицы расчетов……………………………………………………………………….15
2.5 Графики расчетов.…………………………………………………………………..…..16
2.6 Индикаторная диаграмма……………………………………………………………….21
3. Термодинамический расчет многоступенчатого поршневого компрессора………….24
3.2. Исходные данные………………………………………………………………………..23
3.3. Определение основных геометрических и режимных параметров
компрессора…………………………………………………………………………………..24
3.4.Определение коэффициентов подачи…………………………………………………..25
3.5.Основные размеры и параметры компрессора…………………………………………26
3.6.Уточнение промежуточных давлений,температур нагнетания и
производительности……….………………………………………………………………….29
Список литературы
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
3

Введение
Компрессор – машина, предназначенная для сжатия и перемещения газа. Компрессор используется во многих отраслях промышленности. Все компрессоры можно разделить на 2 группыпо способу их действия: объемные, динамические.
Объемные компрессоры повышают давление газа путем уменьшения замкнутого объема. Происходит увеличение давления и температуры. Процесс сжатия происходит периодически. К объемным компрессорам относят: поршневые, винтовые и роторные машины
В термодинамическом расчете, который подразделяется на предварительный и поверочный расчет, вычисляют основные параметры компрессора. В предварительном термодинамическом расчете выбирают схему компрессора, находят поршневую силу, определяют допустимую частоту вращения, ход поршня, диаметры цилиндров и штоков и предварительно вычисляют потребляемую мощность. В начале проектирования еще неизвестны относительные мертвые пространства в цилиндрах и нет данных для вычисления потерь энергии в клапанах и коммуникации. Они могут быть учтены лишь предположительно, по средним статистическим данным.
После конструктивной разработки цилиндров, аппаратуры и газопровода все эти величины могут быть уточнены. Поэтому в завершении проектирования выполняют поверочный расчет, в котором наряду с другими данными окончательно находят межступенчатые давления, температуры нагнетаемого газа и, наконец, производительность компрессора и потребляемую им мощность.
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
4

Описание компрессора.
Оппозитный одноступенчатый 2-х рядный крейцкопфный компрессор для перекачки углекислого газа. Данный компрессор предназначен для работы при давлении всасывания равным 0,2 МПа, конечное давление, получаемое компрессором 0,8 МПа. Производительность по условию всасывания 10 м3/мин, мощность на валу компрессора Nk = 74,3 кВт, число оборотов n=16,7 об/с.. Схема компрессора представлена на рисунке 1.

Рис. 1 - Схема оппозитного одноступенчатого компрессора
ИзмИзм
Лист
№ докум
Листт
Дата
Лист
5
1.Термодинамический расчет одноступенчатого поршневого компрессора
1.1 Цель расчета:
1) определение основных геометрических и расчетных параметров компрессора: - диаметр цилиндра, - ход поршня, п- частота вращения;
2) расчет газовых сил, действующих в рядах компрессора;
3) определение энергетических показателей компрессора;
1.2 Исходные данные
Производительность V – 10 м3/мин.
Давление всасывания рвс – 0.2 МПа.
Давление нагнетания рн – 0,8 МПа.
Температура всасывания Т – 295 К.
Газ – углекислый газ.
Плотность газа ρ=1.977 кг/м3.
Показатель адиабаты газа k = 1.31.
Тип компрессора – оппозитный.
1.3 Определение основных геометрических и режимных параметров компрессора
1.3.1 Общее отношение давлений компрессора
ε=pн /pвс=0,8 /0,2=4Коэффициент, учитывающий совершенство компрессора
A = 2,66Ccp2ρ15,85=2,663,52∙1,97715,85=4,06кг/(м×с2).
Относительные потери давления на всасывании
δвс=0,3APвс0,25=0,34,06200 0000,25=0,057Относительные потери давления в нагнетательных клапанах и промежуточном холодильнике
δн=0,7APн0,25=0,74,06800 0000,25=0,0951.3.3 Давления всасывания и нагнетания с учетом потерь
p1 = (1-δвс)pвс=1-0,057∙0,2=0.1886МПа
p2 = (1+δн)pн=1+0,095∙0,8=0.876МПа
1.3.4 Отношение давлений с учетом потерь
εц=p2 /p1=0,876 /0,1886=4,641.3.5 Температура нагнетания при адиабатическом сжатии
Тн=Твсεц(k-1)/k=293∙4,64(1,31-1)/1,31=421,3К
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
6
1.4 Коэффициент подачи
Коэффициент подачи определяется

где λо – объемный коэффициент; λд – коэффициент давления; λт – коэффициент подогрева; λпл – коэффициент плотности;
Коэффициент давления равен
λд=1-0,85δвс=1-0,85∙0,057=0,951Коэффициент подогрева равен
λm=0,985-cεц-1,
где с – постоянная, изменяющаяся от 0.007 до 0.015.
λm=0,985-cεц-1=0,985-0,01∙(4,64-1)=0,9486
Объемный коэффициент равен
λо=1-aмp2pвс1/m-1,

где m – показатель политропы конечных параметров, ам – величина относительного мертвого пространства.
m=1+Ak-1=1+0,51,31-1=1,155 λo=1-0,10,8760,18861/1,155-1=0,722Коэффициент подачи
λ = 0.951×0.9486×0.722×0.97 = 0.6317,
1.5 Предварительные значения основных размеров и параметров компрессора
1.5.1 Рабочие объемы ступени равен
Vh=Vλ=0,1660,6317=0,262м3/с
1.5.2 Общая рабочая площадь поршня ступени
F=2VhCср=2∙0,2623,5=0,149м2
1.5.3 Согласно схеме компрессора, определяются площади поршня по полостям сжатия.
Диаметр штока dшт =35 мм.
fшт=π∙dшт24=3,140,03524=0,00096м2
Fk=12Fzn+fшт=120,1492+0,00096=0,03773м2
Fв=12Fzn-fшт=120,1492-0,00096=0,03677м2
Dц=4∙Fkπ=4∙0,037733,14=0,201Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
7
1.5.4 Предварительные значения поршневых сил:
PГ,В=p2Fв-p1Fk=876000∙0,03677-188600∙0,03773=25094Н
PГ,К=p1Fв-p2Fk=188600∙0,03677-876000∙0,03773=26116Н
Ход поршня
S=10-3∙0,8∙25094=0,124ммПринимаем ход поршня %∅S=0,125мм
Частота вращения
Место для формулы.n=Cср2∙S=3,52∙0,125=14n=16,7 об/сек
1.5.7 Уточняем значение скорости
Cср=2Sn=2∙0,125∙16,7=4,175м/с
1.6 Пересчет при Cср=4.175 м/с
1.6.1Уточняем относительные потери давления
A = 2,66Ccp2ρ15,85=2,664,1752∙1,97715,85=5,78кг/(м∙с2)
δвс=0,3APвс0,25=0,35,78200 0000,25=0,0819δн=0,7APн0,25=0,75,78800 0000,25=0,13521.6.2 Уточняем давления всасывания и нагнетания с учетом потерь
p1 = (1-δвс)pвс=1-0,0819∙0,2=0.1836МПа
p2 = (1+δн)pн=1+0,1352∙0,8=0.9081МПа
1.6.3 Уточняем отношение давлений с учетом потерь
εц=p2 /p1=0,9081 /0,1836=4,941.6.4 Температуры нагнетания при политропическом сжатии:
Tн=295∙4,940,31/1,31=427К
1.6.5 Коэффициент подачи
Коэффициент давления равен
λд=1-0,85δвс=1-0,85∙0,0819=0,93Коэффициент подогрева равен
λm=0,985-cεц-1=0,985-0,01∙(4,94-1)=0,9456
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
8
Объемный коэффициент равен
m=1+Ak-1=1+0,51,31-1=1,155λo=1-0,10,90810,18361/1,155-1=0,7Коэффициент подачи
λ = 0.93×0.9456×0.7×0.97 = 0.597
Рабочие объемы ступени равен
Vh=Vλ=0,1660,597=0,278 м3/с
Общая рабочая площадь поршня ступени
F=2VhCср=2∙0,2784,175=0,133 м2
Согласно схеме компрессора, определяются площади поршня по полостям сжатия.
Диаметр штока dшт =35 мм.
fшт=π∙dшт24=3,140,03524=0,00096м2
Fk=12Fzn+fшт=120,1332+0,00096=0,03373м2
Fв=12Fzn-fшт=120,1332-0,00096=0,03277м2
Dц=4∙Fkπ=4∙0,033733,14=0,207Согласно ГОСТ 9515-81 принимаем Dц=0.21мм
Значения поршневых сил:
PГ,В=p2Fв-p1Fk=908100∙0,03277-183600∙0,03773=23565Н
PГ,К=p1Fв-p2Fk=183600∙0,03277-908100∙0,03773=24613Н
SDц=0,1250,21=0,625Максимальное ускорение поршня
S∙n2=0,125∙16,72=34,86Площади поршня
Fk=π∙Dц24=3,14∙0,2124=0,03461м2FВ=FК-fшт=0,03365F=0,03461+0,03365=0,06826Уточняем производительность компрессора
Vh=2∙F∙Cср2=2∙0,06826∙4,1752=0,284м3/с
V=λ∙Vh=0,597∙0,294=0,164м3/с
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
9
Согласно ГОСТ 23680-79 производительность компрессора не должна отличаться от номинальной более чем на ±5%. В данном случае отклонение составляет 1.2%, что вполне допустимо.
1.7 Определение энергетических параметров
1.8.1 Индикаторная мощность ступени компрессора
Nинд=p1Vh1+aмAc-aмεц1/npAp,
где, Ac=ncnc-1εцnc-1nc-1 Ap=npnp-1εцnp-1np-1
Эквивалентная политропа сжатия
nc=0,93k=0,93∙1,31=1,21Эквивалентная политропа обратного расширения
np=0,95nc=0,95∙1,21=1,15
Ac=1,210,214,940,211,21-1=1,84Ap=1,150,154,940,151,15-1=1,775
Индикаторная мощность ступени компрессора
Nинд=183600∙0,284∙1+0,1∙1,84-0,1∙4,9411,15∙1,775=68414 ВтИндикаторная мощность компрессора
Nинд.к=1kNинд=68414 Вт1.8.2 Мощность, потребляемая компрессором
Nк=Nинд.кηмех=684140,92=74363Вт,
где ηмех – механический коэффициент.
1.8.3 Изотермическая мощность
Nиз=pвсVlnpнpвс=200000∙0,164∙ln4=45470Вт.
1.8.4 Изотермный к. п. д
ηиз.к=NизNк=4547074363=0,61
1.8.5 Учитывая возможность перегрузки при работе, мощность двигателя выбирают несколько большей
Вт.
В качестве привода примем электродвигатель А4 400У 6М 500/1000 кВт/об
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
10

1.8 Поверочный расчет одноступенчатого поршневого компрессора
Рвс,МПа Рнг,МПа V,м3/мин газ Тип
компрессора
0.2 0.9 10
Углекислый газ
оппозитный
Общее отношение давлений компрессора
ε=pн /pвс=0,9 /0,2=4,5Расчетные температуры в конце сжатия по адиабате
Тн=Твс∙εk-1k=293∙4,51,31-11,31=418 К
Расчетные температуры в конце сжатия по поитропе
Тн=Твс∙εm-1m=293∙4,51,55-11,55=358 К
Характеристические коэффициенты
ρвс=Тн293=418273=1,53ρвс=Тн293=358273=1,311Объемный коэффициент для расчета производительности
λо=1-aмρвсρн∙ε-1=1-0,11,531,311∙4,5-1=0,57Тепловой коэффициент
λm=0,985-cεц-1=0,985-0,01∙(4,5-1)=0,95
Коэффициент давления
λд=1-0,85δвс=1-0,85∙0,0819=0,93Коэффициент подачи
λ = 0.57×0.95×0.93×0.97 = 0.4886
Производительность компрессора
V=λ∙Vh=0,4884∙0,284=0,1387м3/с
Относительные потери давления
δн=0,7APн0,25=0,75,78900 0000,25=0,1313Давление нагнетания с учетом потерь
p2 = (1+δн)pн=1+0,1313∙0,9=1,018 МПа
Значения поршневых сил
PГ,В=p2Fв-p1Fk=101800∙0,03277-183600∙0,03773=27167Н
PГ,К=p1Fв-p2Fk=183600∙0,03277-101800∙0,03773=28320Н
1.9.3 Отношение давлений с учетом потерь
εц=p2 /p1=1,018 /0,1836=5,54Эквивалентная политропа обратного расширения
np=0,95nc=0,95∙1,21=1,15
Ac=1,210,215,540,211,21-1=1,993Ap=1,150,155,540,151,15-1=1,918Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
11
Индикаторная мощность ступени компрессора
Nинд=p1Vh1+aмAc-aмεц1/npAp=183600∙0,284∙1+0,1∙1,993-0,1∙5,5411,15∙1,918=69994 Вт
Индикаторная мощность компрессора
Nинд.к=1kNинд=69994 ВтМощность, потребляемая компрессором
Nк=Nинд.кηмех=699940,92=76080Вт,
Изотермическая мощность
Nиз=pвсVlnpнpвс=200000∙0,1387∙ln4,5=41723Вт.
1.8.4 Изотермный к. п. д
ηиз.к=NизNк=4172376080=0,54параметр Давление нагнетания Давление нагнетания
pн, МПа0,8 0,9
Относительные потери: δ1нг 0.01352 0.1313
Давление всасывания и нагнетания с учетом потерь: р11нг, МПа 0.9081 1.018
ε11 (с учетом потерь) 4.94 5.54
Коэффициент подачи,λ1 0.597 0.488
Производительность компрессора V1,м3/c 0.164 0.138
Индикаторная мощность компрессора Nинд, кВт 68.4 69.9
Изотермическая мощность
Nиз ,кВт 45.4 41.7
Изотермический кпд η 0.61 0.54
Вывод: Проведя термодинамический расчет по определению основных размеров компрессора и поверку, я сделал вывод, что при использовании рассчитанного компрессора при другом давлении нагнетания меняется объемная производительность компрессора, коэффициент подачи и т.д.
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
12
2.Поверочный расчет многоступенчатого компрессора
2.1. Исходные данные.
Необходимо спроектировать поршневой компрессор с заданными параметрами:
Рвс,МПа Рнг,МПа Диаметры поршней,мм газ S,
мм n
c-1 Тип
компрессора Влажность
газа
D1 D2 D3 0.1 7 250 125 90 водород 150 10 Вертикальный 0.6
Проектируемый компрессор по своим параметрам соответствует компрессорам общепромышленного назначения малой производительности. Такие компрессоры целесообразно выполнять крейцкопфными.
2.2 Выбор схемы компрессора
Компоновка цилиндров, согласно техническому заданию, вертикальный, трехступенчатый.

Рис.2 Схема вертикального компрессора
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
13

2.3.Рабочие площади поршней
Площади поршней
F1=π∙d124-π∙d224+π∙d124-π∙d324==3,14∙0,2524-3,14∙0,12524-3,14∙0,2524-3,14∙0,0924=0,0795 м2F2=π∙d224=3,14∙0,12524=0,01226 м2F3=π∙d324=3,14∙0,0924=0,0063585 м2Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
14

2.4.Таблицы расчетов
-22860407035Газ-водород

Газ-гелий
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
15

Газ-метан

Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
16
2.5 Графики расчетов

2.5 Графики расчетов

Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
17
-метан

-гелий

-водород

Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
18


Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
19


Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
21

Определяем коэффициент подачи
Рабочий объем ступени:





2.6.Индикаторная диаграмма, газ - водород.
1Ступень
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
22

2 Ступень

3 Ступень
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
23

Вывод: проведя расчеты на 3 режимах, я сделал выводы, что при изменении газа с водорода на метан: промежуточные температуры уменьшаются Тн1 на 0.05%, Тн2 на 0.11%, Тн3на 0.09%; промежуточные давления уменьшаются Рн1 на 0,41%, Рн2 на 0,43%, Рн3 0,24%; индикаторная мощность уменьшается Nинд на 6,68%, изотермическая мощность Nиз на 1,66% ; КПД увеличивается на 5,71%
При изменении газа с водорода на гелий : промежуточные температуры увеличивается Тн1 на 9,52%, Тн2 на9,8%, Тн3 на 7%; промежуточные давления уменьшаются Рн1 на 1,4%, Рн2 на 2,36%, Рн3 на 3%; индикаторная мощность увеличивается Nинд на 9,86%; изотермическая мощность увеличивается Nиз на 2,2%.
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
24
3. Термодинамический расчет многоступенчатого поршневого компрессора
3.1 Цель расчета:
1) определение основных геометрических и расчетных параметров компрессора: - диаметр цилиндра, - ход поршня, п- частота вращения;
2) расчет газовых сил, действующих в рядах компрессора;
3) определение энергетических показателей компрессора;
3.2 Исходные данные
Производительность V – 25 м3/мин.
Давление всасывания рвс – 0.1 МПа.
Давление нагнетания рн – 1 МПа.
Температура всасывания Т – 298 К.
Газ – кислород.
Плотность газа ρ=1.43 кг/м3.
Показатель адиабаты газа k = 1.4.
Тип компрессора – угловой.

3.3 Определение основных геометрических и режимных параметров компрессора
3.3.1 Общее отношение давлений компрессора
ε=pн /pвс=1 /0,1=10Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
25
3.3.2 Отношение давлений по ступеням
Номинальные давления всасывания по ступеням можно принять согласно рис4
pвс1=0,1 Мпа pн1=pвс2=0,33 МПа pн2=1,0 МПа
ε1=pн1pвс1=0,330,1=3,3 ; ε2=pн2pвс2=1,00,33=3,03ε=ε1∙ε2=3,3∙3,03=10Коэффициент, учитывающий совершенство компрессора
A = 2,66Ccp2ρ15,85=2,663,52∙1,4315,85=2,94кг/(м×с2).
Относительные потери давления на всасывании первой ступени
δвс1=0,3APвс0,25=0,32,94100 0000,25=0,049Относительные потери давления во всасывающих клапанах второй ступени
δвс2=0,3APвс0,25=0,34,06330 0000,25=0,037Относительные потери давления в нагнетательных клапанах первой ступени и промежуточном холодильнике
δн1=0,7APвс20,25=0,72,94330 0000,25=0,086Относительные потери давления на нагнетании второй ступени
δн2=0,3APн0,25=0,32,941 000 0000,25=0,0283.3.3 Давления всасывания и нагнетания с учетом потерь
p11 = (1-δвс)pвс=1-0,049∙0,1=0.0951 МПа
p21 = (1+δн)pн=1+0,086∙0,33=0.358 МПа
p12 = (1-δвс)pвс=1-0,037∙0,33=0.318 МПа
p22 = (1+δн)pн=1+0,028∙1,0=1,028 МПа
3.3.4 Отношение давлений с учетом потерь
εц1=p21 /p11=0,358 /0,0951=3,76εц2=p22 /p12=1,028 /0,318=3,232.3.5 Температура нагнетания при адиабатическом сжатии
Тн1=Твс1∙εц1(k-1)/k=298∙3,76(1,31-1)/1,31=435 К
Тн2=Твс2∙εц2(k-1)/k=203∙3,23(1,31-1)/1,31=424 К
Твс2=Тв+5÷10=303 К3.4 Коэффициент подачи
Коэффициент подачи ступеней определяется

где λо – объемный коэффициент; λд – коэффициент давления; λт – коэффициент подогрева; λпл – коэффициент плотности; λвл – коэффициент влажности.
Коэффициент давления равен
λд1=1-0,85δвс=1-0,85∙0,049=0,958λд2=1-0,85δвс=1-0,85∙0,037=0,969Коэффициент подогрева равен
λm=0,985-cεц-1,
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
26
где с – постоянная, изменяющаяся от 0.007 до 0.015.
λm1=0,985-cεц-1=0,985-0,009∙(3,76-1)=0,958
λm2=0,985-cεц-1=0,985-0,01∙(3,23-1)=0,965
Объемный коэффициент равен
λо1=1-aмp2pвс1/m-1=1-0,093580,11/1,2-1=0,833λо2=1-aмp2pвс1/m-1=1-0,11,0280,331/1,2-1=0,843где mi – показатель политропы конечных параметров, амi – величина относительного мертвого пространства.
m=1+Ak-1=1+0,51,4-1=1,2aм1=0,09 aм2=0,1 примем согласно рекомендация
Коэффициенты выделения влаги
λвл1=1 ; λвл2=1
Коэффициенты плотности
λпл1=0,975 ; λпл2=0,975Коэффициенты подачи
λ1 = 0.833×0.958×0.958×0.975×1 = 0.745,
λ2 = 0.843×0.969×0.965×0.98×1 = 0.775.
3.5 Предварительные значения основных размеров и параметров компрессора
3.5.1 Рабочие объемы ступеней равен
Vh1=Vλ1=0,4160,745=0,558м3/с
Vh2=Vλ2∙pвс1pвс2∙Твс2Твс1=0,4160,775∙0,10,33∙303298=0,165 м3/с
3.5.2 Общая рабочая площадь поршня ступени
F1=2Vh1Cср=2∙05583,5=0,318 м2
F2=2Vh2Cср=2∙0,1653,5=0,094 м2
3.5.3 Согласно схеме компрессора, определяются площади поршня по полостям сжатия. Диаметр штока dшт =35 мм.
fшт=π∙dшт24=3,140,03524=0,00096м2
Fk1=12F1zn+fшт=120,3181+0,00096=0,1594м2
Fв1=12F1zn-fшт=120,3181-0,00096=0,1585м2
Fk2=12F2zn+fшт=120,0941+0,00096=0,04748м2
Fв2=12F2zn-fшт=120,0941-0,00096=0,04652м2
3.5.4 Предварительные значения поршневых сил:
PГ1,В=p21Fв1-p11Fk1=358000∙0,1585-95100∙0,1594=41584Н
PГ1,К=p11Fв1-p21Fk1=95100∙0,1585-358000∙0,1594=-41991Н
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
28

PГ2,В=p22Fв2-p12Fk2=1028000∙0,04652-318000∙0,04748=32723Н
PГ2,К=p12Fв2-p22Fk2=318000∙0,04652-1028000∙0,04748=-34016Н
3.5.5 Средняя поршневая сила
PГ,ср=1zpPГ,В-PГ,К2∙ZpPГ,ср=41584+41991+32723+340164=37578 Н
3.5.6Определяется база оппозитного компрессора. База М40:
S = 150 мм, n = 16,7 c-1, dшт = 40 мм.
3.5.7 Уточняем значение скорости
Cср=2Sn=2∙0,150∙16,7=5,01м/с
3.5.8 Средняя поршневая сила
PГ,ср=PГ,срСсрСср=375783,55,01=26252 Н3.5.9 Рабочие площади поршней ступеней
F1=2Vh1Cср=2∙0,5585,01=0,222 м2
F2=2Vh2Cср=2∙0,1655,01=0,065 м2
3.5.10 Площади поршней по полостям
Fв1=12F1zn-fшт=120,2221-0,00096=0,11052м2
Fk1=12F1zn+fшт=120,2222+0,00096=0,11148м2
Fв2=12F2zn-fшт=120,0651-0,00096=0,03202м2Fk2=12F2zn+fшт=120,0652+0,00096=0,03298м2
3.5.11 Диаметры цилиндров
Dц1=4∙Fk1π=4∙0,111483,14=0,376 мDц2=4∙Fk2π=4∙0,033733,14=0,207 м
Согласно ГОСТ 9515 – 81 принимаем D’ц1 = 380 мм, D’ц2 = 210 мм.
3.5.12 Уточненные площади цилиндров и поршней
Fk1=π∙Dц24=3,14∙0,3824=0,11335м2Fk2=π∙Dц24=3,14∙0,2124=0,03461м2FВ1=FК1-fшт=0,11239м2
FВ2=FК2-fшт=0,03365 м2
F1=0,11335+0,11239=0,22574м2
F2=0,03461+0,03365=0,06826 м2
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
29
3.6 Уточнение промежуточных давлений, температур нагнетания и производительности
3.6.1 Коэффициенты пересчета давлений
γ12=F1F1∙F2F2=0,225740,222∙0.0650,06826=0,968 ;
γ12 = γ21
3.6.2 Уточненные номинальные давления
pн1=pвс2=pвс2∙γ12=0,33∙0,968=0,319 МПа
рвс1 = 0.1 МПа; рн2 = 1,0 МПа
3.6.3 Уточняем относительные потери давления
A = 2,66Ccp2ρ15,85=2,665,012∙1,4315,85=6,02кг/(м∙с2)
δвс1=0,3APвс10,25=0,36,02100 0000,25=0,101δн1=0,7APн0,25=0,76,02319 0000,25=0,177δвс2=0,3APвс10,25=0,36,02319 0000,25=0,075δн2=0,3APн0,25=0,36,021000 0000,25=0,0573.6.4 Уточняем давления всасывания и нагнетания с учетом потерь
p11=1-δвс1pвс1=1-0,1010,1=0,089 МПаp21=1-δн1pн1=1-0,1770,319=0,262 МПа
p12=1-δвс2pвс2=1-0,0750,319=0,295 МПаp22=1-δн2pн2=1-0,0571,0=0,943 МПа
3.6.5 Уточняем отношение давлений с учетом потерь
εц1=p21/p11=0, 262/0,089=2,94εц2=p22/p12=0, 943/0,295=3,193.6.6 Температуры нагнетания при политропическом сжатии:
mc1=mp10,93=1,5
Tн1=298∙2,940,5/1,5=426К
Tн2=303∙3,190,5/1,5=446К
3.6.7 Уточняем производительность компрессора
Vh=F1∙Cср2=0,22574∙5,012=0,565м3/с
V=λ∙Vh=0,565∙0,745=0,420м3/с
Согласно ГОСТ 23680-79 производительность компрессора не должна отличаться от номинальной более чем на ±5%. В данном случае отклонение составляет 0.5%, что вполне допустимо.
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
30
3.7 Окончательные значении газовых сил, действующих в компрессоре
PГ1,В=p21Fв1-p11Fk1=262000∙0,1585-89000∙0,1594=27340Н
PГ1,К=p11Fв1-p21Fk1=89000∙0,1585-262000∙0,1594=-27656Н
PГ2,В=p22Fв2-p12Fk2=943000∙0,04652-295000∙0,04748=29861Н
PГ2,К=p12Fв2-p22Fk2=295000∙0,04652-943000∙0,04748=-31050Н
Газовые силы в рядах не превышают значения базовой силы 40 кН.
3.8 Определение энергетических параметров
3.8.1 Индикаторная мощность ступени компрессора
Nиндi=p1iVhi1+aмAci-aмεцi1/npiApi,
где Aci=ncinci-1εцinci-1nci-1 Api=npinpi-1εцinpi-1npi-1Эквивалентная политропа сжатия
nc1=0,93k=0,93∙1,4=1,3nc2=nc1+0,015∙2-1k=1,3+0,015∙1,4=1,32Эквивалентная политропа обратного расширения
np1=0,95nc=0,95∙1,3=1,24 np2=0,95nc2=0,95∙1,32=1,26Vh2=F2∙Cср2=0,06826∙5,012=0,17м3/с
Ac1=1,30,32,940,31,3-1=1,22Ac2=1,320,323,190,321,32-1=1,33Ap1=1,240,242,940,241,24-1=1,199
Ap2=1,260,263,190,261,26-1=1,31
Nинд1=89000∙0,565∙1+0,1∙1,22-0,1∙2,9411,24∙1,199=53095 ВтNинд2=295000∙0,17∙1+0,1∙1,33-0,1∙3,1911,26∙1,31=56873 ВтИндикаторная мощность компрессора
Nинд к=Nинд1+Nинд2=53095+56873=109968Вт3.8.2 Мощность, потребляемая компрессором
Nк=Nинд.кηмех=1099680,92=119530Вт
где ηмех – механический коэффициент.
3.8.3 Изотермическая мощность Nиз=pвсVlnpнpвс=100000∙0,420∙ln10=96708Вт.
Изм
Лист
№ докум
Лист
Дата
Лист
31
3.8.4 Изотермный к. п. д
ηиз.к=NизNк=96708119530=0,803.8.5Учитывая возможность перегрузки при работе, мощность двигателя выбирают несколько большей
Nдв=1,1Nк=1,1∙119530=131483 Вт
В качестве привода примем электродвигатель мощностью Nдв=730кВт.
Вывод: Коэффициент подачи в 1 ступени меньше чем во 2; индикаторная мощность в 1 ступени больше чем во 2 ступени.
Список литературы.
Пластинин П.И. Поршневые компрессоры: Том.1.Теория и расчет. - М.:Колос , 2000.- 456с.
Термодинамический расчет поршневого компрессора. Метод.указания/КГТУ. Сост.: Р.М.Галиев, И.А.Шитиков. Казань,1995,32с.
Френкель М.И. Поршневые компрессоры: Теория, конструкции и основы проектирования. - М.:Машиностроение,1969.-744с.
Объемные компрессоры. Лабораторный практикум/КХТИ. Сост.: Р.М.Галиев, Е.И.Спектор, Ф.Ф.Субханкулов, В.В.Можанов, М.Б.Хадиев. Казань,1987, 68с.
Пластинин П.И. Поршневые компрессоры: Том.1.Теория и расчет. - М.:Колос , 2000.- 456с.
Термодинамический расчет поршневого компрессора. Метод.указания/КГТУ. Сост.: Р.М.Галиев, И.А.Шитиков. Казань,1995,32с.
Френкель М.И. Поршневые компрессоры: Теория, конструкции и основы проектирования. - М.:Машиностроение,1969.-744с.
Объемные компрессоры. Лабораторный практикум/КХТИ. Сост.: Р.М.Галиев, Е.И.Спектор, Ф.Ф.Субханкулов, В.В.Можанов, М.Б.Хадиев. Казань,1987, 68с.

Приложенные файлы

  • docx 17982233
    Размер файла: 2 MB Загрузок: 1

Добавить комментарий