2.3 Расчет газового тракта компрессра

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, рассчитываем по формуле

, (2.3.1) с.108 /1/

где V_т – теоретический объем, описываемый поршнями;

λ – коэффициент подачи компрессора;

ω_вс - принятая скорость пара во всасывающем патрубке (см. табл. 2.3.1), м/с. Принимаем ω_вс=22 м/с.

Таблица 2.3.1 - 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 – 35
Нагнетательный патрубок (вентиль)	25 – 30	17 – 25

Диаметр всасывающего патрубка компрессора D_вс , м, равен

Принимаем D_вс=40 мм в соответствии с ГОСТ 8734-82 и пересчитываем ω_вс по формуле

Скорости пара в проходном сечении всасывающего патрубка, м/с, равна

Определяем диаметр нагнетательного патрубка компрессора D_н , м:

, (2.3.2) с.110 /1/

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

ω_н – принятая скорость пара в нагнетательном патрубке (см. табл. 2.3.1), м/с; Принимаем ω_н=27 м/с.

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

Диаметр нагнетательного патрубка компрессора D_н , м, равен

Принимаем D_н=18 мм в соответствии с ГОСТ 8734-82 и пересчитываем ω_н по формуле

,

Скорости пара в проходном сечении нагнетательного патрубка, м/с, равна

Площадь поршня F_п , м² определяется по формуле

, (2.3.3) с. 110 /1/

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

, (2.3.4) с.110 /1/

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.

Для данного компрессора кольцевой всасывающий клапан.

Площадь походного сечения щели всасывающего кольцевого клапана

(2.3.5) с.110 /1/

где с_m – средняя скорость поршня;

=40 м/с – принятая скорость пара в щели всасывающего клапана. Внутренний диаметр пластины

(2.3.6) с.110 /1/

где h – принятая высота подъема пластины клапана (рекомендуется 0,0011÷0,0015м).

Принимаем d_вн=0,087 м.

Площадь проходного сечения в отверстиях седла всасывающего клапана

(2.3.7) с.110 /1/

Диаметр отверстий

(2.3.8) с.111 /1/

В качестве нагнетательного выбираем однокольцевой клапан, размещенный в крышке цилиндра.

Площадь проходного сечения щели нагнетательного клапана

(2.3.9) с.112 /1/

где = 55 м/с – принятая скорость пара в щели нагнетательного клапана.

Средний диаметр кольцевой пластины

(2.3.10) с.112 /1/

где h – принятая высота подъема пластины клапана (рекомендуется 0,0011÷0,0015м)

Принимаем d_ср= 0,029м.

Площадь проходного сечения седла нагнетательного клапана.

(2.3.11) с.112 /1/

где где = 33 м/с – принятая скорость пара в седле нагнетательного клапана.

Ширина кольцевого канала в седле нагнетательного клапана

(2.3.12) с.112 /1/

где r_ср – средний радиус кольцевого канала.

Принимаем m = 0,004 м, тогда

Рис. 4 – Изменение скорости пара по газовому тракту компрессора.

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

Гидравлические потери во всасывающем вентиле компрессора

, (2.3.14) с.112 /1/

где =4 – принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля /1,с.112/;

– плотность пара на всасывании

.

Гидравлические потери в нагнетательном вентиле компрессора

где =3,5 – принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля /1,с.112/;

- плотность пара на нагнетании

Для расчета гидравлических потерь во всасывающем клапане определим эквивалентную площадь клапана

_{(2.3.17) с.112 /1/}

где _щ – коэффициент расхода щели

где – коэффициент местного сопротивления всасывающего и нагнетательного кольцевых клапанов /1,с.113/

Условная постоянная скорость пара во всасывающем клапане

Скорость звука на всасывании

где к – показатель адиабаты, к=1,3 /1, с.113/;

R=488,3 Дж/кгК – газовая постоянная.

Т_вс=263 К – температура всасывания,

Критерий скорости потока пара во всасывающем клапане

Проектируемый клапан удовлетворяет рекомендуемые значения М_кл<0,25.

Гидравлические потери в кольцевом всасывающем клапане

. (2.3.21) с.113 /1/

Эквивалентная площадь нагнетательного клапана

_{(2.3.22) с.113 /1/}

Условная постоянная скорость пара в нагнетательном клапане

Скорость звука на нагнетании

где к – показатель адиабаты, к=1,3 /4, таблица 2.3, с.108/;

R=488,3 Дж/кгК - газовая постоянная (см. приложение К).

Т_вс=429,31 К – температура всасывания,

Критерий скорости потока пара в нагнетательном клапане:

Проектируемый клапан удовлетворяет рекомендуемые значения М_кл<0,25.

Гидравлические потери в кольцевом нагнетательном клапане

.

Гидравлические потери на стороне всасывания

.

Гидравлические потери на стороне нагнетания

.