- •Теория, расчёт и конструирование поршневых компрессоров Учебное пособие по курсовому проектированию по дисциплине «Теория, расчёт и конструирование поршневых компрессоров»
- •Принятые сокращения и обозначения
- •1. Выбор конструктивной схемы*
- •2. Тепловой расчёт поршневого компрессора
- •2.1. Примеры теплового (термодинамического) расчёта поршневого компрессора
- •2.1.1. Воздушный компрессор (выполнен студентом н.В. Жмаевым)
- •Распределение повышения давления по ступеням
- •Определение коэффициентов подачи
- •Определение основных размеров и параметров ступеней
- •Определение индикаторной мощности компрессора и выбор электродвигателя
- •Подбор электродвигателя
- •Определение температуры нагнетания
- •Выбор клапанов по пропускной способности
- •I ступень: ;
- •II ступень: .
- •Подбор пружин клапанов
- •2.1.2. Холодильный компрессор (выполнен студентом в.И. Поспеловым) Определение термодинамических параметров
- •Расчет газового тракта компрессора
- •3. Динамический расчёт поршневого компрессора
- •3.1. Примеры динамического расчёта поршневого компрессора
- •3.1.1. Воздушный компрессор (выполнен студентом н.В. Жмаевым) Уравновешивание компрессора
- •Построение индикаторных диаграмм
- •Построение силовых диаграмм
- •Построение диаграмм суммарного противодействующего момента
- •3.1.2. Холодильный компрессор (выполнен студентом в.И. Поспеловым)
- •Построение расчетной индикаторной диаграммы
- •Построение диаграммы суммарной поршневой силы
- •Построение диаграммы суммарной тангенциальной силы
- •Построение диаграммы радиальных сил
- •Уравновешивание
- •Расчет маховика
- •4. Прочностные расчёты
- •4.1. Примеры прочностных расчётов (выполнены студентами н.В. Жмаевым и в.И. Поспеловым) Расчет на прочность стержня шатуна
- •Расчет на прочность верхней головки шатуна
- •Расчет шатунного болта
- •Расчет мотылёвой (кривошипной) головки шатуна
- •Расчет штока
- •Расчет литого чугунного цилиндра
- •5. Рекомендации по выполнению курсового проекта с элементами нирс
- •5.1. Тепловой многовариантный расчёт газового компрессора (выполнен студенткой о.В. Трофимовой)
- •Определение необходимого числа ступеней сжатия в компрессоре
- •Определение температуры нагнетания
- •Определение секундного объема, описываемого поршнем
- •Определение активной площади поршня
- •Определение предварительного значения диаметра цилиндра
- •Выбор клапанов по пропускной способности
- •Определение мощности привода компрессора
- •Сравнительный анализ работы компрессора в других режимах
- •5.2. Проверочные прочностные расчеты с использованием универсального программного пакета ansys (выполнен студентом е.В. Суховым)
- •Приложения
- •Министерство образования и науки Российской Федерации
Выбор клапанов по пропускной способности
Расчет проводим по [6]. Допустимую относительную потерю мощности в клапанах ∆Nкл/Nинд выбираем для Рвс = 1,3 МПа (∆Nкл/Nинд = 9,2 %). По выбранному допустимому значению ∆Nкл/Nинд находим по рекомендациям соответствующее значение критерия скорости F = 0,2. Скорость звука при условиях в клапане азв =, где к – показатель адиабаты (к = 1,41), R – газовая постоянная смеси (R = 1543,8 Дж/(кгК)), Т – абсолютная температура (273К).
м/с.
Рассчитываем условную допустимую скорость газа в клапане:
м/с.
Определяем необходимое значение эквивалентной площади клапана
,
где Fп – площадь поршня; сср – средняя скорость поршня; zкл – число всасывающих или нагнетательных клапанов в полости цилиндра.
Выбираем число клапанов: zкл вс = 2; zкл наг = 2.
Ф = (0,16·4,4)/(2·154,2) = 23 см2.
По необходимым значениям эквивалентной площади клапанов подбираем стандартизованные клапаны типа КТ по ОСТ 26 – 12 – 2030 – 81 (табл. 5.3); всасывающие клапаны ВКТ 160 – 2,5 – 1,0 с эквивалентной площадью 26,8 см2; нагнетательные клапаны в целях унификации принимаем НКТ 160 – 2,5 – 1,0 с эквивалентной площадью 26,8 см2.
Таблица 5.3.
Мертвый объем, см3 |
Ширина прохода в седле b, мм |
Высота подъема пластины h, мм |
d1, мм |
d2, мм |
hвс = hнаг, мм |
h1, мм |
Н, мм |
Число кольцевых проходов | |
Всасыва-ющий клапан |
Нагнетательный клапан | ||||||||
284 |
232 |
8 |
2,5 |
160 |
175 |
12 |
33,0 |
85 |
3 |
Клапан должен своевременно закрываться и открываться, так как запаздывание открытия приводит к увеличению расхода энергии. Следовательно, необходимо провести подбор пружин клапанов.
Из уравнения неразрывности Fпсср = zклwФФ найдем скорректированное значение эквивалентной скорости в клапане:
м/с;
м/с.
Скорректированное значение критерия скорости в клапане:
.
По скорректированному значению критерия скорости в клапане, используя рекомендации, выбираем максимальное значение потери давления в клапане æmax в теоретическом случае (æmax = ,055).
Выбор силы упругости пружины кольцевых клапанов соответствует условию Θ = æп.о/æmax = 0,1…0,3; где æп.о – минимальное значение перепада давления в клапане, требуемого для преодоления силы упругости пружины при полном открытии клапана.
Принимаем Θ = 0,2; тогда æп.о = Θæmax = 0,2·0,055 = 0,011.
Минимальный перепад давления, необходимый для полного открытия клапана ∆Рп.о. = æп.оР, где Р = 13·105 Па – номинальное давление газа, протекающего в клапане:
МПа.
Найдем отношение h/b = 2,5/8 = 0,31 мм и на основании полученного значения по рекомендации выбираем коэффициент давления потока ρр = 1,24.
Далее рассчитываем приведенную силу упругости пружины (т. е. силу упругости пружины, приходящуюся на единицу площади проходного сечения в седле) из соотношения, справедливого для кольцевых клапанов: ∆Рп.о. = Впр/ρр = Рпр/ρрfс, тогда Впр. = ∆Рп.оρр = 0,0143·106·1,24 = 0,017732 МПа. Округляем до ближайшего номинального значения Впр ном. = 20000 Па.
Определяем суммарную силу давления пружины на пластину клапана Рпр.ном. = Впрном.fс, где площадь проходного сечения в седле, равная fс = (πb2)/4.
Н.