
- • Донецкий национальный университет экономики и торговли им. М. Туган-Барановського
- •Основные методы и принципы оптимального конструирования.
- •Особенности процессов, происходящих в поршневых компрессорах.
- •Конструкция поршневых компрессоров.
- •Основы расчета поршневых компрессоров.
- •Основы расчета конденсаторов холодильных машин.
- •Расчет теплоотдачи в конденсаторах.
- •Тепловой и конструктивный расчет конденсаторов.
- •Основы расчета испарителей холодильных машин.
- •Тепловой и конструктивный расчет испарителей для охлаждения жидких теплоносителей.
- •Вспомогательная аппаратура холодильных машин.
- •Система навчальних елементів з дисциплін холодильного циклу
- •Для изучения учебных дисциплин рекомендуется следующая литература:
Основы расчета поршневых компрессоров.
Порядок расчета.
Выбор основных параметров.
Газодинамический расчет.
Динамический расчет.
Расчет поршневого компрессора осуществляется в следующем порядке: 1. Определение объема, описываемого поршнями. 2. Выбор основных параметров. 3. Газодинамический расчет. 4. Динамический расчет. 5. Расчет деталей на прочность.
Для определения объема, описываемого поршнями, необходимо знать холодпроизводительность компрессора, режим его работы, вид холодильного агента. Режим работы определяется температурой tо, tк, tвс, tрв. Объем, описываемый поршнями компрессора определяют по формуле:
Эффективная мощность при заданном режиме определяется:
.
λ и ηе- выбирают на основании экспериментальных данных для выпускаемых компрессоров, близких к рассчитываемому по конструкции и производительности.
Потери давления
на всасывании и нагнетаний: для хладоновых
компрессоров -
и
;
для аммиачных компрессоров -
и
.
Работа холодильного компрессора не ограничивается заданным режимом – в реальных условиях режимы работы могут существенно отличаться от заданного (изменение температуры охлаждения конденсатора, режима охлаждения и т.д.). Для учета экстремальных условий работы поршневого компрессора введены три расчетных режима.
I – режим максимальной разности давления кипения и конденсации, по которым рассчитывают на прочность детали механизма движения.
II
– режим максимальной мощности на валу
компрессора. В этом режиме среднее
индикаторное давление
имеет максимальное значение. При этом
максимальная мощность определяется:
.
III – режим пробных давлений. Применяют его для расчета на прочность корпусных деталей компрессора, работающих под давлением паров холодильного агента: картеров, крышек картеров и цилиндров.
Основные размеры и параметры поршневого компрессора.
К основным размерам
компрессора относятся: D
– диаметр цилиндра, S
– ход поршня. Основные размеры позволяют
определить рабочий объем цилиндров
компрессора, при назначенном количестве
цилиндров в нем (z).
Основными параметрами компрессора
являются: отношение хода поршня к
диаметру цилиндра
;
частота вращения
;
приведенная частота вращения ψּn
и относительный мертвый объем c,%.
К производным параметрам относятся:
средняя скорость поршня
,
м/с; максимальное ускорение поршня
,
м/с2
или параметр ускорения
;
максимальные удельные силы инерции
,Па;
параметр удельных сил инерции
;
секундный (часовой) объем, описанный
поршнями
,
м3/с.
При расчете
компрессора необходимо подобрать такую
комбинацию параметров D,
S,
z,
n,
которая обеспечила бы требуемый описанный
объем
в соответствии с зависимостью:
,
откуда
Последнее выражение
показывает, что величина
,
при остальных одинаковых параметрах
позволяет уменьшить D
и сократить относительный мертвый
объем. Однако при этом увеличиться ход
поршня, длина шатуна и возрастают
удельные силы инерции. Компрессоры с
малыми значениями
имеют
высокую частоту вращения вала. Увеличение
целесообразно в тех случаях, когда для
деталей механизма движения используют
материалы с высокими механическими
свойствами. Для бескрейцкопфных
компрессоров
=0,6…0,8.
К числу важнейших параметров компрессора относиться частота вращения коленвала. С увеличением n уменьшаются габаритные размеры и масса машины. Однако от значения n зависят не только габаритные размеры и масса, но и объемные и энергетические коэффициенты, динамические характеристики, трудоемкость изготовления, надежность, экономичность и долговечность.
Современные
тенденции компрессоростроения
характеризуются повышением частоты
вращения. Повышение n
возможно только при усовершенствовании
отдельных узлов и компрессора в целом,
при использовании соответствующих
конструкционных материалов и смазочных
масел. Большая часть современных
холодильных компрессоров имеет
непосредственный привод от электродвигателя.
Их частота вращения принята 16,7; 25; 50
.
Средняя скорость поршня определяется:
.
Средняя скорость
поршня определяет гидравлические потери
в газовом тракте, инерционные усилия,
мощность терния и износ трущихся деталей.
В современных компрессорах параметр
находиться в интервале значений
2...4,5м/с.
Газодинамический расчет.
Его проводят с целью обеспечения допустимых скоростей пара и гидравлических потерь в характерных сечениях газового тракта. Условная средняя скорость в рассматриваемом сечении газового тракта:
,
-
площадь поршня,
;
-площадь
рассматриваемого сечения,
.
Значения средней скорости пара в
проходных сечениях компрессора находятся
в интервале 12…60 м/с в зависимости от
вида проходного сечения и холодильного
агента. Гидравлические потери на участке
компрессора определяют:
,(МПа),
где
-коэффициент
местного сопротивления.
При проектировании
клапанов необходимо обеспечить условие
-критерий
скорости потока пара в клапане. Мкл=скл/а,
где скл
-условная
постоянная скорость пара в клапане,
м/с; а
- скорость звука в паре, м/с.
,
Ф ─ эквивалентная площадь клапана, м2, (определяет пропускную способность клапана).
αщ
и αс-
коэффициенты расхода щели и седла;
-площадь
проходных сечений щели и седла.
;
-коэффициент
клапанов (1,5…3).
Скорость звука можно определить:
,
где k- показатель адиабаты,
R
– удельная газовая постоянная
,
T – абсолютная температура пара, K.
Гидравлические потери в клапане определяют:
.
Динамический расчет.
Он проводится с целью определения сил и моментов, действующих в компрессоре. Результаты динамического расчета используются для определения необходимого момента маховика; расчета противовесов, расчета деталей компрессора на прочность, подшипников на износ и для проектирования системы смазки.
На механизм движения работающего компрессора воздействуют следующие факторы: сила давления пара в цилиндрах; силы инерции масс, движущихся возвратно-поступательно; силы инерции неуравновешенных вращающихся масс; силы трения; вращающийся момент.
Схема кривошипно-шатунного механизма и силы, действующие на его элементы, представлены на рисунке 13.
Рисунок 13. Схема кривошипно-шатунного механизма поршневого компрессора
Суммарная свободная сила действует по оси цилиндра, она определяется как сумма сил: P=П+IП +RП, где П – сила от давления пара в цилиндре, Н; IП – сила инерции поступательно движущихся масс,Н; RП – сила трения поступательно движущихся частей, Н.
Сила от давления пара в цилиндре определяется разностью давлений со стороны крышки цилиндра ркр и со стороны вала рв:
П=(ркр-рв)Fn .
Силу давления пара в цилиндре или газовую силу П определяют также из индикаторной диаграммы компрессора. Сила инерции поступательно движущихся масс:
IП=-тПr2(cos+cos2),
где тП - масса поступательно движущихся частей (поршня, поршневого пальца и 1/3 массы шатуна); r – радиус кривошипа, м; – угловая скорость вала, рад/с (ω=2πn); – угол поворота кривошипа от верхней мертвой точки; – отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Силу трения поступательно движущихся частей условно принимаем постоянной: Rп=0,06МПаFп.
Удельные силы трения деталей, движущихся возвратно-поступательно считают постоянными по величине. Они направлены против движения и меняют свой знак в мертвых точках.
Суммарную свободную силу можно разложить на две составляющие: Рш=Р/cos, действующую по оси шатуна, и Рн=Р/tg, действующую на стенку цилиндра. Силу Рш, приложенную к шатунной шейке, также можно разложить на тангенциальную:
Рt=-Psin(+)/cos,
действующую перпендикулярно к кривошипу, и радиальную:
Рr=Pcos(+)/cos,
действующую по оси кривошипа.
Направление действующих сил показанное на рисунке 13, принято положительным. Следовательно, при положительном, значении силы П, IП, RП, Р, Рш вызывают сжатие шатуна, сила Рt направлена против вращения вала, сила Рr – к оси вращения вала.
Кроме перечисленных сил, в динамическом расчете определяют силу инерции вращающихся масс:
Iвр=mврr2,
силу трения вращающихся частей:
Rвр=(0,30,4)NТР/cm,
и силу тяжести деталей компрессора.
Результаты динамического расчета используют при расчете на прочность деталей компрессора, подшипников на износ, для проектирования системы смазки и определения неуравновешенных сил и моментов, действующих на фундамент.
Лекция 5.