Расчет поршневого компрессора по инженерной методике. Расчет компрессора
Расчет поршневого компрессора
В данной лекции рассмотрим формулы, необходимые для расчета поршневого компрессора. Зная холодопроизводительность поршневого компрессора, при заданных температурных условиях его работы можно выбрать хладагент, тип компрессора, число цилиндров и его геометрические размеры.
Объем (м3/ч), описываемый поршнями, подсчитывают по следующим формулам:
- для вертикального или V-образного компрессора простого действия
- для горизонтального компрессора двойного действия
где D – диаметр цилиндра, м;
d – диаметр штока, м;
S – ход поршня, м;
п – частота вращения коленчатого вала, об/мин;
z – число цилиндров компрессора.
Рабочую холодопроизводительность (Вт) определяют по формуле
Из этой формулы можно определить часовой объем, описываемый поршнями (м3/ч):
Подставим вместо Vh его значение (1) и найдем диаметр цилиндра для вертикального компрессора:
В этом уравнении три неизвестных D, S и n.
Выразим соотношение между ходом поршня и частотой вращения через среднюю скорость поршня υп (м/с):
откуда
30· υп = Sn. (7)
Подставим в уравнение (5) вместо Sn среднюю скорость поршня. Тогда получим
Современные компрессоры обычно работают со следующими средними скоростями поршня:
- мелкие – 1–1,3 м/с;
- малые – 1,3–2,5 м/с;
- средние – 2,5–4 м/с;
- крупные – 3–4 м/с.
Задавшись соответствующим значением υп, легко определить диаметр поршня.
Ход поршня S находят, задавшись отношением S/D (м). Эта величина зависит от конструкции компрессора и вида хладагента. Для вертикальных и V-образных компрессоров, работающих на аммиаке и фреоне-22, S/D = 0,8÷0,9, а на хладоне-12 – S/D = 0,6÷0,8. Для горизонтальных аммиачных компрессоров двойного действия S/D = 1,0÷1,5.
Частота вращения коленчатого вала (об/мин)
Проходные сечения клапанов (м2)
где Fп – площадь поршня, м2;
zк – число всасывающих или нагнетательных клапанов в рабочей полости цилиндров;
ω – средняя скорость паров в клапанах, м/с.
Допустимую скорость паров аммиака в проходных сечениях всасывающих клапанов принимают до 30 м/с и для нагнетательных – до 40 м/с, для хладона-12 во всасывающих – 24 м/с и в нагнетательных – 30 м/с.
Высота подъема клапанов h при частоте вращения коленчатого вала вертикальных и V-образных компрессоров 720, 960 и 1440 об/мин соответственно равна 1,8; 1,5 и 1,1 мм.
Индикаторная мощность компрессора (кВт)
где ηi – индикаторный коэффициент полезного действия компрессора, который принимают в зависимости от отношения давлений рк/ро или температур конденсации и кипения.
Пример расчета поршневого компрессора. Рассчитать основные размеры аммиачного компрессора холодопроизводительностью 102340 ст. Вт с объемом, описываемым поршнем, Vh = 255 м3/ч. Компрессор предназначен для поезда с машинным охлаждением.
Для транспортных условий выбираем четырехцилиндровый вертикальный компрессор, S/D = 0,8. Принимаем скорость поршня υп = 1,76 м/с. По формуле (7) находим Sn = 30·υп = 30·1,76 = 52,8.
Диаметр цилиндра
Ход поршня
S = 0,8·0,16 = 0,128 м.
Частота вращения вала
vse-lekcii.ru
Введение
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
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
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.
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 10м3/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
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
Коэффициент, учитывающий совершенство компрессора
A = 2,66
2,66
кг/(м×с2).
Относительные потери давления на всасывании
Относительные потери давления в нагнетательных клапанах и промежуточном холодильнике
1.3.3 Давления всасывания и нагнетания с учетом потерь
= (1-
МПа
= (1+
МПа
1.3.4 Отношение давлений с учетом потерь
1.3.5 Температура нагнетания при адиабатическом сжатии
К
1.4 Коэффициент подачи
Коэффициент подачи определяется
где λо– объемный коэффициент; λд– коэффициент давления; λт– коэффициент подогрева; λпл– коэффициент плотности;
Коэффициент давления равен
Коэффициент подогрева равен
,
где с – постоянная, изменяющаяся от 0.007 до 0.015.
=0,985-0,01
(4,64-1)=0,9486
Объемный коэффициент равен
,
где m– показатель политропы конечных параметров, ам– величина относительного мертвого пространства.
Коэффициент 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
м3/с
1.5.2 Общая рабочая площадь поршня ступени
м2
1.5.3 Согласно схеме компрессора, определяются площади поршня по полостям сжатия.
Диаметр штока dшт=35 мм.
м2
м2
м2
1.5.4 Предварительные значения поршневых сил: 
Н
Н
Ход поршня
Принимаем ход поршня 
S=0,125мм
Частота вращения
n=
n=16,7 об/сек
1.5.7 Уточняем значение скорости
м/с
1.6 Пересчет при 
=4.175 м/с
1.6.1Уточняем относительные потери давления
A = 2,66
2,66
кг/(м∙с2)
1.6.2 Уточняем давления всасывания и нагнетания с учетом потерь
= (1-
МПа
= (1+
МПа
1.6.3 Уточняем отношение давлений с учетом потерь
1.6.4 Температуры нагнетания при политропическом сжатии:
=427К
1.6.5 Коэффициент подачи
Коэффициент давления равен
Коэффициент подогрева равен
=0,985-0,01
(4,94-1)=0,9456
Объемный коэффициент равен
Коэффициент подачи
λ = 0.93×0.9456×0.7×0.97 = 0.597
Рабочие объемы ступени равен
м3/с
Общая рабочая площадь поршня ступени
м2
Согласно схеме компрессора, определяются площади поршня по полостям сжатия.
Диаметр штока dшт=35 мм.
м2
м2
м2
Согласно ГОСТ 9515-81 принимаем Dц=0.21мм
Значения поршневых сил:
Н
Н
Максимальное ускорение поршня
Площади поршня
Уточняем производительность компрессора
м3/с
м3/с
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.
studfiles.net
Расчет компрессора - Быстроразъемные соединения (БРС), блоки подготовки воздуха, пневмоинструмент, катушки для воздуха и воды, переходники, краны, хомуты, расчет пневмолинии
Рассмотрим практические примеры расчета и выбора компрессорного оборудования для автосервиса. Критериев для выбора того, или иного типа оборудования довольно много. Однако в любом случае, основной вопрос, который надо решить в первую очередь – это определить предполагаемый расход воздуха.
Расчет расхода воздуха проводится на основании паспортных данных пневмооборудования с учетом его загруженности. Как правило, оборудование используется в работе не постоянно, а с определенными интервалами. Поэтому у каждого вида оборудования есть свой, так называемый, коэффициент использования. Расчет проводится по следующей формуле:Q = Q1 x k1 + Q2 x k2 + … + Qn x kn , гдеQ – общее потребление воздуха,Q1, Q2, …Qn – потребление воздуха каждой единицей пневмооборудования,k1, k2, … kn - коэффициенты использования оборудования.Коэффициент использования оборудования можно определить опытным путем, либо воспользоваться ориентировочными значениями. Например, если какой-то инструмент работает, в среднем, 20 мин в течение часа, то его коэффициент использования составляет 0,33, или 33%. И при указании в паспорте инструмента величины расхода воздуха 400 л/мин, для расчета используется 0,33 х 400 = 133 л/мин.Для справки в Таблице 1 приведены средние значения расхода воздуха и коэффициенты использования для оборудования, наиболее часто используемого в автосервисе. (Однако в практических расчетах лучше ориентироваться на реальные паспортные данные используемого инструмента – это повысит точность вычислений).
Таблица 1.
|
Далее учитывается вероятность одновременной работы всего оборудования. Она определяется коэффициентом синхронности работы оборудования, значения которого приведены в Таб. 2.
Таблица 2.
|
Таким образом, рассчитанное ранее значение общего потребления сжатого воздуха необходимо умножить на соответствующий коэффициент синхронности. И уже на основании полученной величины выбирать компрессор.
Практический пример расчета и выбора поршневого компрессора
В качестве примера рассмотрим порядок расчета и выбора поршневого компрессора для небольшого автосервиса.Допустим, что автосервис планирует организовать участок слесарного ремонта автомобилей с четырьмя рабочими постами. Основными потребителями сжатого воздуха в этом случае будут 4 гайковерта на рабочих постах рядом с подъемниками. Кроме того, необходимо предусмотреть возможность дополнительных разовых подключений различного пневмооборудования (например, продувочных пистолетов, пистолетов для подкачки колес и т.п.). Расход воздуха у каждого гайковерта 500 л/мин. Требуется подобрать поршневой компрессор для обеспечения данного производства сжатым воздухом.Порядок выбора оборудования может быть следующим.Определим общий расход воздуха. Расход воздуха у каждого гайковерта 500 л/мин.Примем коэффициент использования оборудования равным 0,2.В этом случае, общее потребление воздуха составит:Q = 500 х 4 x 0,2 = 400 л/мин. Умножая это значение на соответствующий коэффициент синхронности работы оборудования (при использовании 4-х потребителей он равен 0,87), получим:Q = 400 х 0,87 = 348 л/мин. Возможность дополнительного разового подключения различного пневмооборудования учтем увеличением полученной выше величины на 25%.Итого: общее потребление воздуха составляет 435 л/мин.Далее рассчитаем теоретическую производительность компрессора (производительность на всасывании) с учетом коэффициента производительности компрессорной группы. У промышленных компрессоров этот коэффициент равен 0,7-0,75. Qтеор = 435 / 0,75 = 580 л/минЕсли выбрать поршневой компрессор, ориентируясь только на Qтеор, то получится, что компрессор практически все время работает в режиме нагнетания. Увеличив Qтеор на 15-20% (на т.н. «запас по производительности»), определим, что необходим компрессор с производительностью на всасывании 700 л/мин. Выберем компрессор с Qтеор = 700 л/мин из модельного ряда компании FIAC. Компания предлагает несколько серий промышленных поршневых компрессоров: АВ, АВ «LONG LIFE» и SCS. Условиям запроса удовлетворяют несколько моделей: - из серии АВ - АВ 100/850; АВ 300/850; АВ 500/850 - с Qтеор = 830 л/мин; - из серии «LONG LIFE» - АВ 300-7,5 F; АВ 500-7,5 F - с Qтеор = 750 л/мин;- из серии SCS – SCS 951/300; SCS 951/500 – с Qтеор = 777 л/мин.Как видно, компрессоры имеют три типоразмера ресиверов – 100 л, 270 л и 500 л. И если говорить о поршневых компрессорах в целом, то часто одна и та же компрессорная группа устанавливается на ресиверах разных объемов. Как выбрать необходимый объем ресивера?Ресивер выполняет следующие основные функции: хранение сжатого воздуха, его охлаждение, сглаживание воздушных пульсаций. Объем ресивера выбирают на основании предполагаемого характера потребления воздуха. Если оно равномерно, то при прочих равных условиях подойдет ресивер меньшего объема. Если же возможны пиковые нагрузки, то лучше выбрать больший объем.Для того чтобы правильно выбрать ресивер нужного объема необходимо математически описать режим работы компрессора. Это делает при помощи двух формул. Рассмотрим работу компрессора в режиме нагнетания. В данном режиме сжатый воздух, произведенный компрессором, поступает в ресивер и одновременно выходит из него за счет работы подключенных потребителей. Разница между произведенным воздухом (производительностью компрессора, Qк) и расходом воздуха (предполагается, что расход воздуха постоянный) Qрасхбудет «собираться» в ресивере. Если объем ресивера обозначить Vр, то время работы компрессора в режиме нагнетания определяется по формуле:t1 = Vр х (Рmax - Рmin) / (Qк - Qрасх) Затем в режиме ожидания компрессор не производит сжатый воздух. Работа пневмооборудования происходит за счет сжатого воздуха, находящегося в ресивере. Время падения давления в ресивере от Рmax до Рmin рассчитывается так:t2 = Vр х (Рmax - Рmin) / Qрасх В нашем случае: Рmax = 10 бар; Рmin = 8 бар; Qк – определим уменьшением теоретической производительности компрессоров на 25%; Qрасх = 435 л/мин. Проведем проверочный расчет режима работы для всех компрессоров - АВ, АВ «LONG LIFE» и SCS. Величина Qк (АВ) = 620 л/мин; Qк (АВ «LONG LIFE») = 562 л/мин; Qк (SCS) = 582 л/мин.Результаты расчетов приведены в Таблице 3.
Таблица 3.
|
Анализ полученных значений говорит о том, что вариант с ресивером 100 л (АВ 100/850) наименее подходящий, т.к. компрессор будет часто включаться/выключаться и иметь слишком малое время для «отдыха».Варианты с ресивером 270 л (АВ 300/850, АВ 300-7,5 F, SCS 951/300) – оптимальное решение: приемлемое время работы в режиме нагнетания и время для «отдыха».Варианты с ресивером 500 л (АВ 500/850, АВ 500-7,5 F, SCS 951/500) – допустимы. Наилучший из них с компрессором АВ 500/850. А у SCS 951/500 и особенно у АВ 500-7,5 F время работы в режиме нагнетания уже достигает предельных значений.
Практический пример расчета и выбора винтового компрессора
В качестве примера рассмотрим порядок расчета и выбора винтового компрессора для более мощного автосервиса. Допустим, что автосервис планирует организовать участок слесарного ремонта автомобилей с 15 рабочими постами. Основными потребителями сжатого воздуха в этом случае будут 15 гайковертов, находящихся на рабочих постах. Кроме того, необходимо предусмотреть возможность дополнительных разовых подключений различного пневмооборудования (систем пневмоуправления на подъемниках, продувочных пистолетов, пистолетов для подкачки колес и т.п.). Расход воздуха у каждого гайковерта 500 л/мин. Требуется подобрать винтовой компрессор для обеспечения данного производства сжатым воздухом.Рассчитаем расход воздуха, на основании которого определяется необходимая производительность компрессора. Расход воздуха у каждого гайковерта 500 л/мин.Примем коэффициент использования оборудования равным 0,2.В этом случае общее потребление воздуха составит:Q = 500 х 15 x 0,2 = 1500 л/мин. Умножая это значение на соответствующий коэффициент синхронности работы оборудования (при использовании 15 гайковертов он равен 0,7), получим:Q = 1500 х 0,7 = 1050 л/мин. Подключение различного дополнительного оборудования увеличит полученную величину примерно на 30-35%.Следовательно, общее потребление воздуха составляет 1365-1420 л/мин или в среднем 1400 л/мин. 
Рассмотрим модельный ряд винтовых компрессоров компании FIAC. В данном диапазоне производительности компания предлагает несколько моделей: NEW SILVER 20 на ресиверах 270 л и 500 л; CRS 20 на ресиверах 270 л и 500 л; AIRBLOK 15 (на раме), который можно укомплектовать отдельным ресивером 270 л или 500 л. Чему отдать предпочтение?1. Техническое обоснование выбора компрессора.Режим работы автосервиса предполагает скачкообразный характер потребления сжатого воздуха. Поэтому с этой точки зрения наиболее оправдано использование компрессора NEW SILVER 20. Кроме того, в условиях автосервиса скорее всего не получится использовать большинство функций пультов управления, установленных на CRS 20 и AIRBLOK 15. Действительно, возможности по организации в автосервисе разветвленной пневматической системы с использованием нескольких винтовых компрессоров ограничены. 2. Экономическое обоснование выбора компрессора. Вариант с компрессором AIRBLOK 15 мог бы быть предпочтительнее с точки зрения экономии электроэнергии, так как на нем установлен двигатель мощностью 11 кВт (на NEW SILVER 20 и CRS 20 мощность двигателя 15 кВт). Однако компрессоры NEW SILVER 20 и CRS 20 будут менее загружены, соответственно, затраты на ТО при их эксплуатации будут ниже. Кроме того, если сравнить затраты на приобретение компрессоров NEW SILVER 20/500, CRS 20/500 и AIRBLOK 15 + ресивер 500 л, то:- вариант с NEW SILVER 20/500 будет дешевле варианта AIRBLOK 15 + ресивер 500л примерно на 20%;- вариант с CRS 20/500 будет дешевле варианта AIRBLOK 15 + ресивер 500л примерно на 15%.Таким образом, наиболее оптимальным вариантом для автосервиса является компрессор NEW SILVER 20. Компрессоры NEW SILVER 20 выпускаются на ресиверах объемом 270 л и 500 л. Какой объем ресивера предпочтительнее в данном случае? Математически опишем режим работы винтового компрессора. В режиме нагнетания сжатый воздух, произведенный компрессором, поступает в ресивер и одновременно выходит из него за счет работы подключенных потребителей. Разница между произведенным воздухом Qк (производительностью компрессора) и расходом воздуха Qрасх (предполагается, что расход воздуха постоянный) будет «собираться» в ресивере. Если объем ресивера обозначить Vр, то время работы компрессора в режиме нагнетания определяется по формуле:t1 = Vр х (Рmax - Рmin) / (Qк - Qрасх) Достигнув Рmax, винтовой компрессор переходит в режим холостого хода. В режиме холостого хода компрессор не производит сжатый воздух. Работа пневмооборудования происходит за счет сжатого воздуха, находящегося в ресивере. Если за время работы на холостом ходу давление не понизится до Рmin, то компрессор переходит в режим ожидания. Общее время падения давления в ресивере от Рmax до Рmin рассчитывается так:t2 = Vр х (Рmax - Рmin) / Qрасх В нашем случае: Рmax = 10 бар; Рmin = 8 бар; Qк – 1900 л/мин; Qрасх = 1400 л/мин. Проведем проверочный расчет режима работы для компрессоров NEW SILVER 20/300 и NEW SILVER 20/500. Складывая значения t1 и t2 мы получим так называемую величину tрц - время одного рабочего цикла. Разделив 60 мин на tрц найдем n - число рабочих циклов (включений) компрессора в течение часа. Результаты расчетов приведены в Таблице 4.
Таблица 4.
|
Очевидно, что 41 включение в течение часа это слишком много. Поэтому оптимальным вариантом для нашего автосервиса будет компрессор NEW SILVER 20/500.
prevost.su
Расчет поршневого компрессора по инженерной методике — Мегаобучалка
Содержание
1. Определение базы компрессора.
2. Предварительное определение мощности компрессора.
3. Определение параметров базы.
4. Определение требуемого числа ступеней.
5. Выбор компрессора.
6. Определение номинального усилия базы.
7. Определение плотности газа по ступеням.
8. Определение массовой производительности компрессора за цикл.
9. Конструктивный расчет компрессора.
9.1. Определение предварительных значений относительных мертвых пространств по ступеням.
9.2. Расчет объемного коэффициента.
9.3. Расчет коэффициента подогрева.
9.4. Выбор коэффициента давления.
9.5. Оценка статической негерметичности элементов ступени.
9.6. Оценка динамической негерметичности ступеней.
9.7. Задание коэффициента влажности.
9.8. Определение коэффициента подачи ступеней.
9.9. Определение рабочих объемов цилиндров.
9.10. Определение активной площади поршней.
9.11. Расчет диаметров ступеней с учетом конструкционных особенностей.
9.12. Расчет поршневых сил.
9.13. Расчет производительности компрессора.
9.14. Расчет потребляемой мощности.
9.15. Относительные потери давления.
9.16. Относительные суммарные потери мощности.
9.17. Расчет индикаторной мощности.
9.18. Расчет мощности компрессора
9.19. Расчет мощности двигателя.
9.20. Выбор клапанов.
9.21. Подбор поршневых колец.
10. Смазка элементов компрессора.
11. Изменение производительности методом дросселирования.
12. Индивидуальное задание
13. Выводы
Приложение 1. Оптимизация расчета по программе «Комдет»
Список литературы
Задание по курсовому проектированию
Рассчитать и спроектировать поршневой компрессор на основе следующих данных:
Рвс = 0,1 МПа - давление на входе в 1-ю ступень компрессора
Рнг = 1,1 МПа - давление на выходе из последней ступени компрессора
Vвс = 6 м3/мин - объёмная производительность компрессора
Твс = 293 К - температура всасываемого газа
Рабочий газ: воздух
Охлаждение: воздушное
Расчет поршневого компрессора по инженерной методике
1. Определение базы компрессора
Определение производительности компрессора при t = 20⁰C и Р = 760 мм рт. ст. (н.у.)
Давление при н.у.:
Pн.у.= 
= 
= 1,033 атм = 0,1033 МПа
Плотность воздуха при н. у.:
Pн.у.= 
= 
= 1,228 кг/м3
Плотность воздуха на всасывании:
Pвс.= 
= 
= 1,189 кг/м3
Объем всасываемого воздуха:
Vвс = 
= 
= 0,097 нм3/с
Производительность компрессора по условиям всасывания при нормальных условиях составляет Vвс = 0,097 нм3/с, что согласно таблице 2.1 стр. 20 [1] соответствует Ш-образной базе.
2. Предварительное определение мощности компрессора
Изотермический КПД компрессора подбирается из условия:
0,55≤ηиз≤0,65
Принятый изотермический КПД составляет ηиз=0,6
ηиз = 
, где
- изотермическая мощность компрессора:
Nиз = 
Nиз = 
= 23979 Вт
- мощность на валу проектируемого компрессора:
Nк= 
= 
= 39964 Вт
3. Определение параметров базы
Определение количества ступеней в ряду базы по с. 22 рис. 2.1 [1]
Мощность на валу проектируемого компрессора Nк = 39964 Вт, что соответствует базе 3Ш с числом рядов zр = 3.
4. Определение требуемого числа ступеней
с. 21 п. 2.2 [1]
Тнг.max = 453К – максимальная температура нагнетания для транспортных машин с воздушным охлаждением
Твс.1 = 293К – температура всасывания газа в первую ступень
Твс.2 = 313К – температура всасывания газа во вторую ступень (на 20 К больше, чем температура всасывания в первую ступень)
Tнг.1 = Тнг.2 – температуры нагнетания на первой и второй ступенях должны быть одинаковыми, из чего следует, что:
Тнг.1= 
,
Тнг.2= 
,
рнг1 принимается равным 0,372 МПа. Тогда:
Тнг1= 
= 426,46 К
Тнг2= 
= 426,65 К
Расхождение Тнг1 и Тнг2 составляет 0,04% , поэтому давление нагнетания на первой ступени окончательно принимается равным
рнг1 = 0,372 МПа
П1 = 
= 
= 3,72
П2 = 
= 
= 2,957
5. Выбор компрессора
с. 25 рис. 2.2. “д” [1]
Рис. 1. Двухступенчатый трёхрядный компрессор, Ш-образная база.
6. Определение номинального усилия базы
с. 24 п. 2.2 [1]
1) Nр – максимальная мощность ряда
Nр = 
= 
= 13321 Вт = 13,321 кВт
= 
= 2,589 кВт
По с. 15 рис. 1.7 [1]:
= 2,25 => Пб = 3,426 кН.
2) Из уравнения 1.1 [1]:
Пб= 
= 
= 9,198 кН
Параметры базы с. 18 табл. 1.2 [1]:
Пб = 10 кН;
zp = 3;
Sп = 75 мм;
n = 25 
= 1500 об/мин;
Np = 15-20 кВт;
dшт = 20 мм;
7. Определение плотности газа по ступеням
с. 34 п. 2.3 [1]
ρвсi = 
,
ρвс1 = 
= 1,189 кг/м3
ρвс2 = 
= 4,14 кг/м3
8. Определение массовой производительности компрессора за цикл
с. 34 п. 2.4 [1]
m’ = ρвс1Vвс = const – по всем ступеням, если не учитывать утечки газа;
Vвс = 0,1 м3/с
m’ = 1,189·0,1 = 0,1189 кг/с = 428,04 кг/ч
mk = 
= 
= 0,00475 кг/об, где
mk – массовый расход за один оборот коленчатого вала,
n – частота вращения вала компрессора (задается равной частоте вращения вала принятой базы)
9. Конструктивный расчет компрессора
9.1. Определение предварительных значений относительных мертвых пространств по ступеням
с. 34 п. 2.4.1 [1]
αi=α1 + (0,02 
0,04)(i-1),
α1 – относительное мертвое пространство 1 ступени сжатия;
α2 – относительное мертвое пространство 2 ступени сжатия;
Допустимое значение α1 находится в диапазоне 0,06 0,15 , в данном расчете принимается α1= 0,07;
α2 = 0,07+0,03 = 0,1
9.2. Расчет объемного коэффициента
с. 35 п. 2.5.2 [1]
λ0i = 1- αi( 
- 1),
np – показатель условной политропы конечных параметров при расширении газа из мертвого пространства ступени
np = 0,975nсж, nсж=0,975 
к
к = 1,4
nсж = 0,975 1,4 = 1,365;
np = 0,975 1,365 = 1,331;
λ01 = 1- 0,07( 
-1) = 0,882;
λ02 = 1- 0,1( 
-1) = 0,874;
9.3. Расчет коэффициента подогрева
с. 35 п. 2.5.3 [1]
λТi =(1 - δT)-C(Пi-1)
Относительные тепловые потери принимаются равными δT = 0,01; коэффициент, учитывающий способ охлаждения С = 0,02 , т.к. способ охлаждения - воздушный
λТ1 = (1-0,01)-0,02(3,72-1) = 0,9356,
λТ2 = (1-0,01)-0,02(2,957-1) = 0,9508;
9.4. Выбор коэффициента давления
с. 36 п. 2.5.5 [1]
Принимается равным для первой ступени λр1 = 0,98 и λр2 = 0,99 для второй ступени.
9.5. Оценка статической негерметичности элементов ступени
с. 36 п. 2.5.5 [1]
νпр=νкл+νП – коэффициент протечек, складывающийся из суммарных относительных протечек через закрытые клапаны ступеней (для данного расчета принимаются равными νкл = 0,02), и относительных протечек через уплотнения поршня (νП = 0,01)
Тогда: νпр = 0,02+0,01 = 0,03
9.6. Оценка динамической негерметичности ступеней
с. 39 п. 2.5.6 [1]
Суммарный коэффициент перетечек лежит в диапазоне 0,01 0,025. Для данного расчета принимается равным νпер = 0,015.
9.7. Задание коэффициента влажности
с. 40 п. 2.5.8 [1]
νвл1 = 0,01 – на 1-й ступени
νвл2 = 0 – на последующих ступенях
9.8. Определение коэффициента подачи ступеней
с. 40 п. 2.5.9 [1]
λi = [ λр λT (λo- νпер)]i-νпрi-νвлi- 
Принимаем 
=0,
λ1 = [ 0,98· 0,9356(0,882-0,015)]-0,03-0,01 = 0,755
λ2 = [ 0,99· 0,9508(0,874-0,015)]-0,03 = 0,779
9.9. Определение рабочих объемов цилиндров
с. 41 п. 2.5.11 [1]
Vhi = 
;
Vh2 = 
= 0,002649 м3,
Vh3 = 
= 0,001475 м3
9.10. Определение активной площади поршней
с. 41 п. 2.5.12 [1]
Fni = 
,
Fn1 = 
= 0,0353 м2,
Fn2 = 
= 0,0197 м2.
9.11. Расчет диаметров ступеней с учетом конструкционных особенностей
с. 42 п.2.5.13 [1]
= 
= 
= 0,151 м,
= 
= 
= 0,113 м
Диаметры цилиндров уточняются согласно основным размерам стандартных поршневых колец (с. 43 табл. 2.4 [1])
Тогда:
= 0,155 м
= 0,115 м
Уточнение активных площадей поршней F:
м2
м2
Уточнение рабочих объемов цилиндров Vh:
Vhiу = 
Vh2у = 
= 0,075 
= 0,00281 м3;
Vh3у = 
= 0,075 
= 0,00153 м3
9.12. Расчет поршневых сил
с. 44 п. 2.5.14 [1]
Pгаз = 
KnПб = 1,25 
0000 = 12,5 кН
1-я ступень, 1-й ряд:
ВМТ: -pнг1 ( 
+pвс
pатм
=
= -0,372 ( 
+0,1 
0,1 
=
= -5129 кН 
12,5 кН
НМТ: -pвс ( +pнг1 pатм =
= -0,1 ( +0,372 0,1 =
= 5044 кН 12,5 кН
Значения верхней и нижней мертвых точек 3-его ряда будут одинаковы значениям ВМТ и НМТ 1-го ряда.
1-я ступень, 3-й ряд:
ВМТ: -5129 кН 12,5 кН
НМТ: 5044 кН 12,5 кН
2-я ступень, 2-й ряд
ВМТ: -pнг ( 
+pнг1
pатм =
= -1,1 ( 
+1,1 
0,1 =
= -7643 кН 12,5 кН
НМТ: -pнг1 ( +pнг pатм =
= -0,372 ( +1,1 0,1 =
= 7243 кН 12,5 кН
9.13. Расчет производительности компрессора
с. 44 п. 2.5.15 [1]
Vk’ = λ1· Vh2у·n·z,
Vk’= 0,755·0,00281·1500·2 = 6,355 м3/мин
= 6,355/6 = 1,059
9.14. Расчет потребляемой мощности
с. 45 п. 2.6 [1]
Nномi = 
рвсiVhiу(λo,адi-νперi)( 
-1) zцi
λo,адi – объемный адиабатный коэффициент для i-й ступени сжатия, определяемый для процесса расширения с эквивалентным показателем политропы;
λo,адi = 1-αi( 
-1)
λo,ад1 = 1-0,07( 
-1) = 0,891
λo,ад2 = 1-0,1( 
-1) = 0,883
Nном1 = 3,5·0,1·106·0,00281(0,891-0,015)(3,720,286-1)·2· 
= 19591 Вт
Nном2 = 3,5·0,372·106·0,00153(0,883-0,015)(2,9570,286-1) )·1· =15735 Вт
9.15. Относительные потери давления
с. 45 п. 2.6 [1]
При всасывании: δвсi = 0,3( 
)
δвс1 = 0,3( 
) = 0,03231
δвс2 = 0,3( 
) = 0,02464
При нагнетании: δнгi = 0,7( )
δнг1 = 0,7( ) = 0,0754
δнг2 = 0,7( ) = 0,0575
9.16. Относительные суммарные потери мощности
с. 45 п. 2.6 [1]
ΔNi= 
,
ΔN1 = 0,286 
= 0,089
ΔN2 = 0,286 
= 0,081
9.17. Расчет индикаторной мощности
с. 45 п. 2.6 [1]
Nиндi = Nномi(1+ ΔNi),
Nинд1 = 19591(1+0,089) = 21337 Вт
Nинд2 = 15735(1+0,081) = 17010 Вт
Nиндк = Nинд1+Nинд2
Nиндк = 21337+17010 = 38347 Вт
9.18. Расчет мощности компрессора
с. 45 п. 2.6 [1]
Nк = 
Для данного расчета механический КПД компрессора принимается равным 
= 0,93
Nк = 
= 41234 Вт
15. Расчет мощности двигателя
Nдв = кр
;
Величины 
кр, 
принимаются согласно стр. 66 [1]:
КПД передачи 
= 0,99; коэффициент резерва мощности кр = 1,05;
КПД двигателя 
= 0,95;
Nдв =1,05 
= 45574 Вт
9.19. Расчет изотермического КПД компрессора с. 46 п. 2.6 [1]
ηиз = ,
Nиз = 
,
Nиз = 0,1·106· 
· 
= 23979 Вт,
ηиз = 
= 0,582
9.20. Выбор клапанов
1) Относительные потери в мощности в клапанах по ступеням
с. 46 п. 2.7.1 [1]
ΔNклi = 0,6 ΔNi,
ΔNкл1 = 0,6·0,089 = 0,053
ΔNкл2 = 0,6·0,081 = 0,049
2) Критерий скорости потоков
с. 46 п. 2.7.1 [1]
Mвсi = 
Mвс1 = 
= 0,182
Мвс2 = 
= 0,145
3) Эквивалентная площадь
с. 48 п. 2.7.3 [1]
Fni – уточненная активная площадь поршня одного цилиндра i-й ступени сжатия
zклi – число клапанов, устанавливаемых в i-й полости
Сn = 2·Sn·n = 2·0,075·1500/60 = 3,75
М = 
= 
м2
= 0,01038 м2
= 
= 5,665 см2
= 
= 7,546 см2
4) Выбираем клапаны из стандартных по величине эквивалентной площади
1 ступень: ЛУ70-0,4 по 2 шт. на всасывание и нагнетание
2 ступень: ЛУ110-1,0 1 шт., комбинированный
9.21. Подбор поршневых колец
с. 53 п. 2.8 [1]
Число колец zk зависит от перепада давления в ступенях и определяется по с. 55 рис. 2.14 [1]:
Δр1 = (рнг1-рвс1) = 0,372-0,1 = 0,272 МПа => zk=2
Δр2 = (рнг2-рвс2) = 1,1-0,372 = 0,728 МПа => zk=3
10. Смазка элементов компрессора
1) Определение требуемого расхода масла для каждого цилиндра
mцi’ = 2K·π·Di(S+Hi)n;
К = 2,5·10-6 – рекомендованный расход масла на единицу смазываемой поверхности цилиндра;
Нi = zkihki – суммарная высота уплотнительных колец на поршне рассматриваемой ступени;
h2 = 2·3,5·10-3 = 0,007 м; h3 = 3,5·4·10-3 = 0,014 м;
mц1’= 2·2,5·10-6·3,14·0,155(0,075+0,007)25 = 0,0049 г/с,
mц2’= 2·2,5·10-6·3,14·0,115(0,075+0,014)25 = 0,004 г/с;
2) Расход масла на сальники для нормализованных баз определяется по
с. 59 рис. 2.19 [1]
mс1’ = mц2’ = 0,01 г/с;
3) Суммарный расход смазки
mМ’= 
+ 
z1 – количество смазываемых цилиндропоршневых групп
z2 – количество сальниковых уплотнительных узлов
mМ’ = (0,01+0,0049+0,01+0,0049+0,01+0,004) = 0,0438 г/с
4) Мощность трения
Nтр = КωNк(1-ηмех), где Кω= 0,25 – доля суммарной мощности трения, приходящейся на механизм движения
Nтр = 0,25·41234 (1-0,93) = 0,721 кВт;
5) Мощность, отводимая с потоком масла
Nм = α·mМ’·cm·Δt,
где cm = 1,9 кДж/кг – теплоемкость смазочных масел, Δt = 12⁰С – разность температур масла на входе и выходе из системы;
Nм= 0,01·0,0438·1900·12 = 9,98 Вт,
6) Массовый расход в системе
m’ = Nтр /α ·cm·Δt,
m’ = 721/(0,01·1900·12) = 3,16 кг/с;
7) Производительность масляного насоса
Vм’ = Kp(m’/ρм), где
Kp = 1,1 – коэффициент резерва, ρм=900 кг/м3 – плотность смазочных масел.
Vм’ = 1,1 (3,16/900) = 0,00386 м3/с = 3,86 л/с
8) Мощность привода насоса
Nм = ρм’· V’/ηм, где
ρм’ = 0,65 МПа, ηм = 0,5 – общий КПД насоса;
Nм= 0,65· 0,00386/0,5 = 0,00502 кВт
11. Изменение производительности компрессора методом дросселирования
Снижение производительности компрессора на 5, 10 и 15% производится в программе «Комдет» методом понижения давления всасывания на первой ступени. Расчёты сведены в таблицу 1.
Таблица 1
| Давление всасывания первой ступени, МПа | Массовый расход первой ступени, кг/ч | Производительность, % от номинальной |
| 0,1 | 510,62 | |
| 0,0948 | 480,48 | |
| 0,091 | 457,27 | |
| 0,087 | 433,76 |
12. Индивидуальное задание
Задание: диаметр цилиндра первой ступени был увеличен до 180 мм
= 155 мм
= 180 мм
Вследствие увеличения диаметра цилиндра возрастает производительность компрессора, что влечет за собой необходимость регулирования промежуточного давления. Регулирование промежуточного давления осуществляется в программе «Комдет».
Произведенные в программе “Комдет” расчеты находятся в приложении 2 и сведены в таблицу 2.
Таблица 2
| = 155 мм
| = 180 мм
| % увеличения | |
| Промежуточное давление, МПа | 0,372 | 0,484 | 23,14 |
| Массовый расход первой ступени, кг/ч | 510,62 | 640,36 | 20,26 |
13. Выводы
1. Оптимизация
В результате расчетов получены следующие результаты:
-диаметры цилиндров 155 и 115 мм
-клапаны ЛУ70-0,4 и ЛУ110-1,0
Посадочные диаметры клапанов и диаметры цилиндров остались без изменения. Однако в конструкцию клапанов внесены изменения:
-в клапане ЛУ70-0.4 изменена толщина пластин от 0,6 мм до 0,2 мм, уменьшена высота подъёма центральной точки пластины от 2,7 мм до 1,53 мм.
-в клапане ЛУ110-1.0 изменена толщина пластин от 0,6 мм до 0,5 мм, уменьшена высота подъёма центральной точки пластины от 2,7 мм до 1,18 мм
В результате изменений получена приемлемая диаграмма перемещения пластин, то есть: скорости соударения пластин удовлетворяют требованиям, потери мощности меньше допустимых. Данные о потерях мощности и скоростях соударения приведены в таблице 4, 5, 6.
2. Целесообразность выбора базы 3Ш
По полученной величине производительности компрессора, при нормальных условиях, рекомендованными базами являлись У- и Ш-образная базы. Кроме того, в качестве допустимых предлагались Р, М и др.типы баз.
Поскольку к конструкции проектируемого компрессора не предъявлялось специфических требований, для расчета была выбрана база 3Ш. Выбранные диаметры цилиндров соответствуют размерному ряду данной базы.
Таблица 3
| Объемный расход, м3/мин | Массовый расход, кг/ч | Изотермический КПД, % | |||
| Ручной расчет | ЭВМ | Ручной расчет | ЭВМ | Ручной расчет | ЭВМ |
| 6,355 | 7,069 | 428,04 | 510,62 | 0,582 | 0,737 |
Таблица 4
| Потери мощности, % | |||||||
| 1 ступень | 2 ступень | ||||||
| Всасывание | Нагнетание | Всасывание | Нагнетание | ||||
| п.прямого действия | п.обратного действия | п.прямого действия | п.обратного действия | п.прямого действия | п.обратного действия | п.прямого действия | п.обратного действия |
| 4,9 | 4,6 | 4,4 | 3,5 | 5,7 | 5,3 | 5,4 | 4,2 |
Таблица 5
| Максимальные скорости посадки пластин клапанов в 1-й ступени, м/с | |||||||
| Всасывающего на ограничитель | Всасывающего на седло | Нагнетательного на ограничитель | Нагнетательного на седло | ||||
| п.прямого действия | п.обратного действия | п.прямого действия | п.обратного действия | п.прямого действия | п.обратного действия | п.прямого действия | п.обратного действия |
| 6,134 | 5,610 | 1,278 | 1,540 | 7,920 | 7,651 | 2,356 | 1,574 |
Таблица 6
| Максимальные скорости посадки пластин клапанов в 2-й ступени, м/с | |||||||
| Всасывающего на ограничитель | Всасывающего на седло | Нагнетательного на ограничитель | Нагнетательного на седло | ||||
| п.прямого действия | п.обратного действия | п.прямого действия | п.обратного действия | п.прямого действия | п.обратного действия | п.прямого действия | п.обратного действия |
| 3,917 | 3,668 | 0,785 | 1,135 | 6,831 | 6,882 | 2,278 | 1,533 |
Таким образом, разработанный вариант конструкции компрессора с последующей его оптимизацией представляется работоспособным и удовлетворяющим основным требованиям
Приложение 1
Расчет клапанов ЛУ70-0,4 в программе «Комдет»
Поршень прямого действия
Поршень прямого действия (после оптимизации)
Поршень обратного действия
Расчет клапанов ЛУ110-1,0 в программе «Комдет»
Поршень прямого действия
Поршень прямого действия (после оптимизации)
Поршень обратного действия
Список литературы
1. Прилуцкий И.К., Прилуцкий А.И. Расчёт и проектирование поршневых компрессоров и детандеров на нормализованных базах: Учеб. пособие.-СПб.: СПбГАХПТ, 1995
megaobuchalka.ru
Расчет и выбор мощности двигателя компрессора - Расчёты - Справочник
Расчет и выбор двигателя компрессора
Дано:
Q=7м3/мин=0,12м3/с;
Р2=4·105Па=152200 Дж/м3 (А)
Расчет мощности двигателя
Кз – коэффициент запаса, Кз=1,1-1,2;
Q – производительность компрессора, м3/с;
А – работа, затрачиваема на сжатие 1м3 воздуха до заданных рабочих давлений, Дж/м3;
ηк – КПД компрессора, ηк=0,6-0,8;
ηп – КПД передачи, ηп=0,9.
Выбираем Кз=1,1
ηк=0,7
Выбираем двигатель:
4А200М4У3 nн=1475 об/мин;
Рн=37 кВт;
ηн=91%;
cosµн=0,9;
Мmax, Мн – максимальный и номинальный моменты;
λ – перегрузочная способность двигателя.
Проверяем правильность выбора двигателя по перегрузочной способности.
Должно выполняться условие:
Pmax – расчетная максимальная мощность двигателя, кВт;
Рн – номинальная мощность выбранного двигателя, кВт;
n – номинальная частота вращения выбранного двигателя, об/мин.
Условие выполняется, значит двигатель выбран верно.
www.elektrikii.ru
2. Тепловой расчёт поршневого компрессора
Тепловой расчёт поршневого компрессора включает в себя определение коэффициентов подачи и описанных объёмов ступеней; определение температурных режимов ступеней и подбор смазочных материалов; подбор стандартизированных клапанов или расчёт клапанов; определение индикаторных мощностей ступеней и мощности на валу компрессора; подбор приводного двигателя. Приведённые примеры тепловых расчётов воздушного и холодильного компрессоров помогут в выполнении этого раздела.
Используя полученные в предыдущем разделе значения степеней повышения давлений в ступенях и величины межступенчатых давлений, определяют коэффициенты подачи в каждой ступени.
Составляющие коэффициента подачи определяют следующим образом. Задаются в соответствии с рекомендациями коэффициентами: дросселирования 
, подогрева
, плотности
. Рассчитывают коэффициенты подогрева
и влажности
. Объемный коэффициент подсчитывают по формуле
.
Задаются значением относительного объема аm для всех ступеней сжатия. По рекомендациям определяют значение показателя политропы конечных параметров m.
Коэффициенты подачи ступеней находят по уравнению
.
Результаты расчетов сводят в таблицу.
После этого приступают к определению основных размеров и параметров ступеней.
Объем, описываемый поршнем I ступени:
.
Температура всасывания i-й ступени (кроме первой) находится из соотношения Твсi = ТвсI + ΔТ (где ∆Т – недоохлаждение перед i-й ступенью, принимаемое равным 8 – 12 К).
Объем, описываемый поршнем i-й ступени
.
Затем задаются частотой вращения вала электродвигателя n0 (с учётом параметров прототипа или по общим рекомендациям).
Задаются средней скоростью поршня ст или определяют её расчётным путём: сm = 2Sпn0. Описанный объем цилиндра простого действия Vh = (π/4)D2Snn0. Тогда получают Vh = (π/8)D2сm или 
. Для цилиндра двойного действия с дисковым поршнем или для цилиндра с дифференциальным поршнем используют соответствующие зависимости для определения диаметров по известному описанному объёму.
Для каждой ступени значение D округляют до ближайшего стандартного размера диаметра цилиндра по ГОСТ 9515–8.
Рассчитывают полный ход поршня:
.
После округления значения хода поршня уточняют среднюю скорость поршня:
.
Если частота вращения коленчатого вала и ход поршня заимствовались из выбранного прототипа, то и средняя скорость поршня будет равна средней скорости поршня этого прототипа.
Проверяют значения Sп/DI и Sпn02. Эти значения должны соответствовать современным тенденциям.
Уточняют описанные поршнями объемы после округления диаметров цилиндров (и хода поршня):
.
Проверяют производительность компрессора с учетом округления основных размеров цилиндра:
.
Согласно ГОСТ 23680–79 производительность компрессора не должна отличаться от номинальной не более чем на ± 5 %.
Основные размеры и параметры ступеней компрессора сводят в таблицу.
Далее определяют температуры нагнетания в каждой ступени.
Например, принимая, что сжатие воздуха происходит по адиабате (k = 1,4), находят температуру нагнетания:
.
Расчет сводится в таблицу.
Для воздушного компрессора допустимой является температура нагнетания до 454 К. В этом разделе с учётом рассчитанной температуры нагнетания и свойств рабочего газа необходимо подобрать смазочный материал для ступеней сжатия и для компрессора в целом.
Проектирование системы газораспределения чаще всего заключается в подборе самодействующих унифицированных клапанов по пропускной способности.
Основным критерием при подборе клапанов в рамках курсового проекта рассматривают допустимую относительную потерю мощности в клапанах ΔNкл/Nинд, которую выбирают по рекомендациям.
По выбранному допустимому значению ΔNкл/Nинд находят соответствующие значения критерия скорости F.
Скорость звука при условиях течения в клапане определится из выражения
,
где R – газовая постоянная, принимается по справочным данным.
Далее необходимо рассчитать допустимую условную эквивалентную скорость газа в клапане:
.
Затем определяют необходимое значение эквивалентной площади клапана:
.
где zкл – количество клапанов.
В каждой ступени в соответствии с полученной величиной суммарной эквивалентной площади клапанов всасывания и нагнетания и компоновочными возможностями ступени необходимо уточнить число и типоразмер клапанов в этой ступени.
Результаты расчётов сводят в таблицу.
Кроме определения геометрии проточной части клапанов, необходимо произвести расчёт пружин в клапанах.
Из уравнения неразрывности 
определяют скорректированное значение эквивалентной скорости газа в клапане и скорость звука:
; 
.
Затем находят скорректированное значение критерия скорости газа в клапане:
.
По известному скорректированному значению критерия скорости F находят максимальное значение теоретической относительной потери давления в клапане æmах. Задаются величиной коэффициента мощности Θ = æп.о./æmax.
По известным значениям æmax и Θ находят минимальное значение относительного перепада давления в клапане, необходимого для преодоления силы упругости пружины в полностью открытом клапане:
æп.о. = Θæmax т.
Минимальный перепад давления, необходимый для полного открытия клапана, будет равен:
Δрn.o. = æп.о.р.
Находят отношение полной высоты подъема пластины к ширине прохода в щели h/b. Значения h и b приведены в справочных данных по характеристикам клапанов.
На основании полученного значения отношения h/b по графикам находят коэффициент давления потока ρр.
Затем рассчитывают приведенную силу упругости пружины:
.
Округляют значение приведенной силы упругости пружины до ближайшего номинального значения Впр.ном.
Определяют силу давления пружины на пластину клапана:
.
Результаты расчета сводят в таблицу.
После этого приступают к определению мощности привода компрессора.
Сначала определяют индикаторную мощность каждой ступени компрессора по методике, использующей упрощенную схематизированную диаграмму:
,
где Θ – коэффициент, учитывающий возвращение энергии в процессе расширения; 
.
Индикаторная мощность компрессора равна сумме индикаторных мощностей ступеней:
.
Значением механического КПД задаются по рекомендациям.
Эффективную мощность (мощность на валу компрессора) определяют по Nинд.к и ηмex:
.
Используя полученное значение Nе и принятую в расчёте частоту вращения подбирают электродвигатель и проверяют правильность задания n0 при определении основных размеров ступеней. В случае значительного расхождения уточняют основные размеры ступеней. Номинальная мощность электродвигателя должна превышать расчётную мощность на валу компрессора примерно на 20 % для компенсации возможных перегрузок компрессора.
При расчётах реальных газов [6, 9] необходимо учитывать их сжимаемость. Как известно, для реальных газов уравнение состояния записывается в виде
,
где ξ – коэффициент сжимаемости, определяемый по справочным данным [9].
При этом объёмный коэффициент определится из следующего соотношения:
,
где kТ – температурный показатель адиабаты [9].
Температура нагнетания при адиабатном сжатии рассчитывается по следующему выражению:
.
Индикаторная мощность ступени при сжатии реального газа может быть рассчитана по следующему соотношению:
,
где Θ – коэффициент, учитывающий возвращение энергии в процессе расширения; 
;
– показатель избытка работы в адиабатическом цикле; 
; здесь
– показатель отклонения сжимаемости в начальной, конечной и средней точках адиабаты [9].
studfiles.net
Расчет компрессора высокого давления
Министерство образования и науки Российской Федерации.
Самарский государственный аэрокосмический университет
Имени академика С. П. Королёва
Кафедра теории двигателей летательных аппаратов
Расчётно-пояснительная записка к курсовой работе
Вариант 12
Выполнил:
Студент Быков В. А., гр242а.
Проверил:
г. Самара 2010
РЕФЕРАТ
Курсовая работа
Пояснительная записка: стр., рис., табл., источника.
Газовый поток, компрессор, камера сгорания, турбина, сопло.
В курсовой работе выполнен расчёт авиационного двигателя
Содержание
Исходные данные для расчёта
Принятые обозначения
Введение
Компрессор наружного контура (вентилятор)
Компрессор низкого давления
Компрессор высокого давления
Камера сгорания
Турбина высокого давления
Турбина низкого давления
Удельные параметры двигателя и часовой расход топлива
Проектный расчёт основных параметров компрессора высокого давления. Расчёт диаметральных размеров компрессора ВД
Заключение
Список использованной литературы
Исходные данные для расчёта
Принятые обозначения
G – массовый расход кг/с.
P – давление, кПа, тяга, кН.
T – температура, К.
- плотность, кг/м3 , степень реактивности. 
- коэффициент восстановления полного давления. 
- степень повышения давления рабочего тела. L – удельная работа, кДж/кг.
- коэффициент полезного действия. U – окружная скорость м/с.
R – радиус м, газовая постоянная кДж/кг*К.
D – диаметр м.
- приведенная скорость. w – относительная скорость м/с.
c – абсолютная скорость м/с.
a – скорость звука м/с.
- угол потока в относительном движении град. 
- угол потока в абсолютном движении, град. F – площадь м2 .
- приведённая плотность тока. 
- угол изгиба лопатки, град. 
- угол поворота потока, град. t – шаг решётки профилей, мм.
b – хорда профиля, мм.
b/t – густота решётки.
z – число лопаток.
- угол установки профиля в решётке, град. 
- угол отставания потока в решётке, град. n – частота вращения, мин-1 .
m – степень двухконтурности.
Введение
Проводится расчёт двигателя JT9D20. В данной работе проведён расчёт основных термогазодинамических характеристик двигателя, а также расхода, температуры, число оборотов ротора. Частично рассчитана геометрия канала компрессора.
Компрессор наружного контура (вентилятор)
1. Расход через наружный контур:
2. Степень повышения давления в вентиляторе:
3. Уточняется КПД вентиляторных ступеней: тип ступени вентилятора трансзвуковой т.к.
Принимаем 
, тогда 
4. Давление за вентилятором:
5. Работа сжатия воздуха в вентиляторе:
6. Температура воздуха на выходе из вентилятора:
Компрессор низкого давления.
7. Расход воздуха через внутренний контур:
8. Степень повышения давления в контуре задана:
9. КПД компрессора низкого давления задан:
10. Работа сжатия воздуха в компрессоре НД:
11. Температура воздуха на выходе из компрессора НД:
12. Давление воздуха на выходе из компрессора НД:
Компрессор высокого давления.
13. Давление на входе в компрессор высокого давления:
14. Температура на входе в компрессор ВД:
15. Степень повышения давления в компрессоре ВД задана:
16. КПД компрессора ВД задан:
17. Работа сжатия в компрессоре ВД:
18. Температура воздуха на выходе из компрессора ВД:
19. Давление на выходе из компрессора ВД:
Камера сгорания.
20. Температура газа перед турбиной, задана:
21. Коэффициент полноты сгорания:
22. Величина относительного расхода топлива:
где qmo определяется по графику зависимости
23. Определим расход воздуха на килограмм топлива:
- расход топлива в сек. 
- кг воздуха/кг топлива. Величина коэффициента избытка воздуха:
24. Определим относительный расход воздуха на охлаждение турбины по зависимости от
. При температуре в 1440К, 
Расход воздуха через камеру сгорания:
25. Расход топлива:
26. Коэффициент восстановления полного давления в КС задан:
Турбина высокого давления.
27. Давление на выходе из КС:
28. Расход газа через турбину ВД:
29. Работа, совершаемая газом в турбине ВД:
30. Температура газа за турбиной ВД:
, где 
31. КПД турбины ВД задан:
32. Степень понижения давления в турбине ВД:
33. Давление газа на выходе из турбины ВД:
Турбина низкого давления.
34. Расход газа через турбину низкого давления:
У нас температура более 1200К, поэтому выбираем GВохлНД по зависимости
35. Работа газа совершаемая в турбине НД:
36. КПД турбины низкого давления задано:
37. Степень понижения давления в турбине НД:
38. Давление за турбиной НД:
39. Температура газа за турбиной НД:
mirznanii.com
