2.3 Расчет газового тракта компрессора.

Газодинамический расчет проводят с целью обеспечения допустимых скоростей пара и гидравлических потерь в характерных сечениях газового тракта, в том числе и в клапанах.

Газодинамические потери в тракте компрессора в значительной мере влияют на холодопроизводительность и затраты мощности. Исходя из допустимых средних скоростей пара в элементах газового тракта определим площади проходных сечений всасывающего и нагнетательного патрубков и клапанов компрессора.

Диаметр всасывающего патрубка компрессора D_вс , м:

, (2.50)

где V_т – теоретический объем, описываемый поршнями;

λ – коэффициент подачи компрессора;

ω_вс - принятая скорость пара во всасывающем патрубке (см. табл. № ), м/с.

Таблица № 3 - Скорости пара (м/с) в проходных сечениях компрессора

Проходное сечение	Холодильный агент
	R717	R22, R404A, R142B, R134A, R600A, R502
Всасывающий патрубок (вентиль)	20 – 25	12 – 20
Каналы в электродвигателе	-	22 – 30
Окна в цилиндрах	15 – 20	10 – 15
Всасывающий клапан: седло и розетка щель	25 – 30 40 – 60	17 – 25 25 – 40
Нагнетательный клапан: седло и розетка щель	30 – 35 40 – 60	25 – 35 25 – 40
Нагнетательный патрубок (вентиль)	25 – 30	17 – 25

Примечание: для низкотемпературных компрессоров (t₀ < -25 ºC) значения рекомендуемых скоростей надо умножить на коэффициент , где π – отношение внешних давлений.

Принимаем D_вс в соответствии с ГОСТ 8734-82 и пересчитываем ω_вс по формуле

, (2.51)

Определяем диаметр нагнетательного патрубка компрессора D_н , м:

, (2.52)

где υ₂ – удельный объем пара на нагнетании, м³/кг;

ω_н – принятая скорость пара в нагнетательном патрубке (см. табл. № ), м/с;

υ₁ – удельный объем пара на всасывании в компрессор, м³/кг.

Принимаем D_н в соответствии с ГОСТ 8734-82 и пересчитываем ω_н по формуле

, (2.53)

Площадь поршня F_п , м² определяется по формуле

, (2.54)

Расчет клапанов.

При движении рабочего вещества через клапан вследствие гидравлических сопротивлений возникают потери, которые могут достигать одной трети мощности, подводимой к валу компрессора. Уменьшить эти потери можно, либо увеличив проходные сечения клапана, либо разместив на цилиндре компрессора большее число клапанов.

При выборе конструкции клапанов руководствуемся обеспечением максимальных проходных сечений при малых мертвых объемах заключенных в полостях розеток всасывающих и седел нагнетательных клапанов.

Проходные сечения в клапанах определяем из условия сплошности потока , (2.55)

где с_m – средняя скорость поршня, м/с;

f – площадь проходного сечения, м²;

– принятая скорость пара в сечении клапана, м/с;

F_п – площадь поршня, м².

Кольцевой клапан

Площадь проходного сечения щели всасывающего кольцевого клапана , м²:

, (2.56)

где с_m – средняя скорость поршня, м/с;

– принятая скорость пара в щели всасывающего клапана (см. табл. №2.1 ) , м/с;

F_п – площадь поршня, м².

Пластина кольцевого всасывающего клапана расположена периферийно относительно гильзы цилиндра.

Внутренний диаметр пластины d_вн , м:

, (2.56)

где h – принятая высота подъема пластины клапана (рекомендуется 0,0011÷0,0015м), не может быть меньше диаметра цилиндра.??????????

Площадь проходного сечения в отверстиях седла всасывающего клапана , м² :

, (2.57)

где - принятая скорость пара в отверстиях седла всасывающего клапана (см. табл. № 2.1);

с_m – средняя скорость поршня, м/с;

F_п – площадь поршня, м².

Диаметр и количество отверстий определяют из уравнения, заранее приняв количество отверстий n:

, м² (2.57)

Диаметр отверстий d_отв , м:

, (2.58)

Полосовой клапан

Площадь проходного сечения в щели полосового всасывающего клапана , м² размещенного в крышке цилиндра:

, (2.59)

где - стрела прогиба пластины, м;

– свободный подъем пластины, м;

n – число пластин;

l – длина пластины, м.

Скорость пара в щели полосового всасывающего клапана , м/с:

, (2.60)

где с_m – средняя скорость поршня, м/с;

F_п – площадь поршня, м².

Скорость пара в седле полосового всасывающего клапана , м/с:

, (2.61)

где d_отв – диаметр отверстия в седле полосового всасывающего клапана, м;

n – количество отверстий.

Пятачковый клапан

Площадь проходного сечения в отверстиях седла пятачкового клапана , м² :

, (2.62)

где - рекомендуемая скорость пара в седле пятачкового клапана, м/с (см. табл. № 2.1)

с_m – средняя скорость поршня, м/с;

F_п – площадь поршня, м².

Площадь проходного сечения в щели пятачкового клапана , м² :

, (2.63)

где - рекомендуемая скорость пара в щели пятачкового клапана, м/с (см. табл. № 2.1 )

с_m – средняя скорость поршня, м/с;

F_п – площадь поршня, м².

Диаметр пятачковой пластины, м:

, (2.64)

где h_п – высота подъема пластины, м. Рекомендуется принимать в пределах

h_п = 0,011- 0,015 м.

Выбираем клапан, в котором скорость пара в щели и седле ниже, что позволяет снизить газодинамические потери.

В качестве нагнетательного клапана выбираем одноканальный клапан, размещенный в крышке цилиндра. Для уменьшения мертвого объема в седле клапана выполнена расточка под кольцевой буртик-вытеснитель торцовой поверхности поршня.

Площадь проходного сечения щели нагнетательного клапана , м² :

, (2.65)

где – принятая скорость пара в щели нагнетательного клапана (см. табл. №2.1 ) , м/с;

Средний диаметр кольцевой пластины d_cp , м:

, (2.66)

где h – принятая высота подъема пластины клапана

(рекомендуется 0,0011÷0,0015м), м.

Площадь проходного сечения седла нагнетательного клапана , м²:

, (2.67)

где где – принятая скорость пара в седле нагнетательного клапана (см. табл. № 2.1) , м/с.

Ширина кольцевого канала в седле нагнетательного клапана m, м:

, (2.68)

где r_ср – средний радиус кольцевого канала, м.

Уточняем скорость пара в седле нагнетательного клапана , м/с:

, (2.69)

Строим зависимость изменения скоростей пара по газовому тракту компрессора (рис. 2.1).

Рисунок 2 – Изменение скорости пара по газовому тракту компрессора.

Определим гидравлические потери в элементах и газовом тракте компрессора в целом.

Гидравлические потери во всасывающем вентиле компрессора , МПа:

, (2.70)

где - принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля;

_вс - принятая скорость пара во всасывающем патрубке, м/с;

= - плотность пара хладагента на всасывании в компрессор, кг/м³ ;

- удельный объем пара хладагента на всасывании в компрессор, м³/ кг.

Гидравлические потери в нагнетательном вентиле компрессора , МПа:

, (2.71)

где – коэффициент местного сопротивления проходного вентиля ( = 4,08,0);

р_н = – плотность пара хладагента на нагнетании, кг/м³;

- удельный объем пара хладагента на нагнетании, м³/ кг.

Для расчета гидравлических потерь во всасывающем клапане определим эквивалентную площадь клапана Ф_{вс кл} , она определяет пропускную способность клапана и представляет собой площадь некоторого условного отверстия, через которое рабочее вещество движется без гидравлических потерь, а весь перепад давлений расходуется на увеличение его кинетической энергии. Ф_{вс кл} , м² определяется по формуле

Ф_{вс кл} = , (2.72)

где - коэффициент расхода щели;

_щ.н.к - Коэффициент местного сопротивления кольцевых всасывающего и нагнетательного клапанов, принимаем _щ.н.к = 2.

Условная постоянная скорость пара во всасывающем клапане , м/с:

, (2.73)

где с_m – средняя скорость поршня, м/с;

F_п – площадь поршня, м².

Скорость звука в хладагенте на всасывании , м/с:

, (2.74)

где k - показатель адиабаты (см. приложение №1 );

R - газовая постоянная, Дж/(кг•К) (см. приложение №1);

Т_вс – температура на всасывании пара хладагента, К.

При проектировании клапанов необходимо обеспечить условие критерия скорости потока: М_кл < 0,25

Критерий скорости потока пара во всасывающем клапане

(2.75)

Гидравлические потери во всасывающем клапане , МПа:

, (2.76)

Эквивалентная площадь нагнетательного клапана , м²:

(2.77),

Условная постоянная скорость пара в нагнетательном клапане , м/с:

, (2.78)

Скорость звука в хладагенте на нагнетании α_н , м/с:

α_н = , (2.79)

где k - показатель адиабаты (см. приложение № );

R - газовая постоянная, Дж/(кг•К) (см. приложение № );

Т_н – температура нагнетания пара хладагента, К.

Критерий скорости потока пара в нагнетательном клапане

(2.80)

_{Гидравлические потери в нагнетательном клапане} , МПа:

, (2.81)

Гидравлические потери на стороне всасывания , МПа:

, (2.82)

Гидравлические потери на стороне нагнетания ,МПа:

, (2.83)

Основные потери давления в поршневом компрессоре наблюдаются во всасывающем и нагнетательном патрубках и клапанах. Выбор оптимальных площадей проходных сечений газового тракта при оптимальных скоростях холодильного агента позволяет снизить потери давления.

Приложение №1 - Физические свойства холодильных агентов

Номер хладагента R	Химическое название	Химическая формула	Газовая постоянная Дж/ (кг К)	Показатель адиабаты
13 13B1 22 23 113 114 115 500 502 744	Трифторхлорметан Трифторбромметан Дифторхлорметан Трифторметан Трифтортрихлорэтан Тетрафтордихлорэтан Пентафторхлорэтан R12 (73,8%) + R152a (26,2%) R22 (48,8%) + R115 (51,2%) Углекислый газ	СС1F3 СВгF3 CHC1F2 СНF3 CC12FCC1F2 CC1F2CC1F2 CC1F3CF2 CC12F2/CH3CHF2 CHC1F2/CC1F2CF3 СO2	55,9 96,2 118,76 44,44 48,64 53,84 83,75 74,52 189	1,14 1,16 1,31
30 40 160 611 717 764 1130 142 134а 143	Метилен хлористый Метил хлористый Этил хлористый Метил формат Аммиак Двуокись серы Дихлорэтилен	СН2Сl2 СН3С1 С2Н5С1 С2Н4O2 NH3 SO2 СНС1-СНС1 C2H3F2Cl CF3CH2F С2H3F3	978,6 164,7 128,9 138,6 488,3 129,8 85,8 82,74 81,49 98,93	1,31 1,27 1,14
170 290 600 600a 1150 1270	Этан Пропан Бутан Изобутан Этилен Пропилен	С2Н6 С3Н8 С4Н10 СН(СН3)3 С2Н4 С3Н6	276,5 188,6 143,2 143,2 296,1 197,7	1,20 1,16 1,10 1,11 1,26 1,16

Приложение №2 - ГОСТ 8734-82 Трубы стальные бесшовные холоднодеформированные

Условный проход трубы dy , мм	Наружный диаметр dн, мм	Внутренний диаметр dвн , мм	Площадь поперечного сечения fтр •103 , м2	Масса 1 м, кг
10 16 20 25 32 40 50 70 80 100 125 150 200	14 18 25 32 38 45 57 76 89 108 133 159 219	10,8 14,8 21,8 28 34 40 50 69 82 100 125 150 205	0,09 0,17 0,37 0,62 0,91 1,26 1,96 3,74 5,28 7,85 12,3 17,7 33,0	0,49 0,65 0,92 1,48 1,78 2,62 4,62 6,26 7,38 10,26 12,73 17,15 36,60