Оценка энергопотребления проектируемого поршневого двухступенчатого компрессора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Оценка энергопотребления проектируемого поршневого двухступенчатого компрессора

Введение

Двухступенчатый компрессор нужен для того, чтобы производить стабильный поток сжатого воздуха с давлением от стандартного (1,03 МПа) до высокого (2,4 МПа) при минимальном расходе топлива.

Двухступенчатые компрессоры применяют, главным образом, в низкотемпературных холодильных установках, когда разность давлений рл-ро превышает 8-12 кг. Они всасывают воздух при давлении pt 0 1 МПа и температуре t 20 С и сжимает его до конечного давления р2 - 4 МПа. Между ступенями компрессора установлен промежуточный холодильник, в котором воздух охлаждается при постоянном давлении до начальной температуры. У двухступенчатых компрессоров есть возможностью производить стабильный поток сжатого воздуха с давлением от стандартного (1,03 МПа) до высокого (2,4 МПа) при минимальном расходе топлива.

Схема 2-х ступенчатого компрессора

1- Электродвигатель.

2- Механизм рычажный несущий.

3-Рабочие органы.

4- Механизм зубчатый.

5- Механизм кулачковый.

6- Толкатель.

7- Планетарный редуктор.

Энергопотребление - важнейший показатель работы машин, определяющих как стоимость обработки изделий, так и целесообразность выполнения проекта без изменения условий технического задания. Поэтому подлежит всестороннему анализу на этапе разработки технического предложения. Необходимо определить энергопотребление для поршневого двухступенчатого компрессора, описываемого на рис. 1-1.

Входные данные на проектирование:

Производительность Пр (м /час) 3,2

Коэффициент производительности л* 0,6

Диаметр поршня d_n (м)……………………… …..0,08

Ход поршня h ₁, (м)……………….… …....0,6

Ход поршня h₂ (м)……………………… ……….0,327

Избыточное давление в цилиндре I ст. Р _1тах (МПа) 7,5

7. Избыточное давление в цилиндре II ст. Р _2max (МПа)..10

Основной расход энергии приходится на установление движения. Работа двигателя (А _дв.) за один полный цикл установившегося движения расходуется на преодоление сил полезного сопротивления (А_п.с.) и вредного сопротивления (А_в.с. ).

А_дв = А_п.с..+ А_в.с.

Т.к. работа потенциальных сил веса, упругости и сил инерции за цикл установившегося движения за цикл равна 0. Работа сил трения (А_тр = А_в.с) учитываем с помощью циклового КПД :зацикл

А_вс = А_п.с / ?

Работу полезных сил (А_п.с) определим, интегрируя диаграммы полезных нагрузок первой и второй ступени

А_п.с =

P,МПа P,МПа

S_с ,м S_с ,м

Рис.1

Построив график полезных сил в функции перемещения рабочего звена (Рис. 1), находим площадь охватываемого этим графиком, и эту площадь приравниваем работе полезных сил, которая равна сумме полезных сил первой и второй ступеней:

А_дв = А_{п.с. 1}+ А_{п.с 2}

А_{п.с. 1} =

Для определения А_{п.с 2} требуется определить диаметр цилиндра второй ступени. Из закона Бойля-Мариотта известно:

Отсюда:

I ступени Р_изб I - Р _атм I = P _абс. I

II ступени Р_изб II - Р _атм II = Р_д6с II, т.к. давление в цилиндре значительно превышаетатмосферное давление (Р₀ = 1МПа), то избыточное давление в цилиндрах примем заабсолютное.

Теперь находим А _{п.с 2} :

А_{п.с 2} =

А_п.с = А_{п.с. 1}+ А_{п.с 2} = 14323,054

Найдем работу, совершаемую двигателем. Принимая КПД компрессорной установки (131 стр. 9):

КПД, совершаемое современными двигателями (151 стр. 9):

Работа двигателя определяется по формуле:

А_д.в =

Найдем расход энергии на выпуск единицы продукции ( 1 сжатого воздуха); а наполнение цилиндра воздухом, поступающим из атмосферы, считается по формуле:

где - коэффициент наполнения, который равен а = 0,95 (см. 141 стр. 97).

Цикловую производительность компрессора (объем сжатого воздуха, производимого за один цикл работы) найдем, приближенно, по закону Бойля-Мариотта:

где и из диаграмм полезных нагрузок (рис. 1).

Число циклов компрессора для выпуска 1 сжатого воздуха:

:

Работа, произведенная двигателем компрессора за этот период:

кДж/

Энергия, потребляемая компрессорной установкой из питающей сети:

Время, необходимое для производства 1 сжатого воздуха:

t=1/Пр=1/3,2=18,75 мин/

Определение параметров схемы поршневого двухступенчатого компрессора. Расчет привода.

Привод служит источником механических движений звеньев компрессорной установки, причем эти движения должны находиться в полном соответствии с заданной производительностью. В рассматриваемой установке привод включает короткозамкнутый нерегулируемый электродвигатель 13(рис. 1-1) и зубчатую передачу, состоящую из колес 10 и 11, и через планетарный редуктор 9. Число циклов компрессора в минуту, необходимое для обеспечения требуемой его производительности:

Продолжительность цикла (его период):

Теоретическая мощность приводного двигателя:

Принимая коэффициент запаса мощности k =1,2 (141 стр. 8), получаем:

=* k = 9,958 кВт.

По этой мощности и величине производим синтез элементов привода поршневого двухступенчатого компрессора. Выбор электродвигателя и вида понижающей передачи. Из каталога [5] электродвигателей Европейской серии ИP или серии А4 [2, с. 132- 134], [6, с. 24-31] вносим в табл. 2.1 параметры элкетродвигателей с ближайшей большей мощностью по сравнению с Nдв. =9.958 кВт. Параметры приводного электродвигателя и зубчатой передачи. (Табл. 2).

Таблица 2

Чтобы получить частоту вращения кривошипа несущего механизма

n=24,832

в каждом из этих случаев выбора электродвигателя привод должен содержать пониженную перелачу с передаточным отношением.

U пер = n _пот \ n _кр = 24,832 \ 1460 = 0,02

Рассчитанные по этой формуле значение Uпер вносим в табл 2.1.

Из всех известный передач с постоянным передаточным отношением наименьшими габаритами, весом, наибольшей надёжностью и КПД обладают зубчатые передачи, а среди них в первую очередь планетарные. Потому основные функции по преобразованию вращательного движения аигателя во вращательное движение кривошипа несущего механизма, т. е. главного вала пресса, будут возложены на планетарный механизм.

Простейший (однорядный) планетарный механизм [10, с. 40] имеет I преимущество в использовании, поскольку прост, компактен, легко размещается в едином корпусе, чаще всего встроенном в корпус электродвигателя. Он позволяет получать передаточное отношение

U _пер < 9,0

Другая используемая в силовых передачах схема планетарного механизма [10, рис. 2.14, в] обеспечивает расширение диапазона передаточных отношений до и =15. Он имеет меньшие габариты по диаметру и большие вдоль оси. Изготовление такого редуктора стоит более дорого, но все же эта стоимость меньше, чем производство двух ступеней простейшего планетарного механизма.

Передаточное отношение простой (компенсирующей) зубчатой передачи обычно не превышает четырех [6, с. 31].

Исходя из приведенных соображений, распределяем общее передаточное отношение зубчатой передачи (U_nep) по ступеням. Результаты вносим в табл. 2.2.

Анализируя данные табл. 2.1 и 2.2, приходим к выводу, что по основным параметрам (габариты, масса, запасаемая энергия) для рассматриваемого случая оптимальным является вариант двигателя марки 4А132М4УЗ с планетарной передачей смешанного типа с передаточным отношением U_пл = 11,4 и с компенсирующей цилиндрической передачей с передаточным отношением U_4-5 =3,45

Синтез зубчатых механизмов

Схема зубчатой передачи представлена на рис. 2.1. Её основу составляет планетарный механизм с передаточным отношением U_пл =11,4; передаточное отношение открытой зубчатой передачи U_4-5 =3,45.

Для проектирования планетарной передачи применим метод сомножителей [12, с.425-427].

Передаточное отношение обращённого механизма получаем из формулы:

Раскладываем на простые сомножители:

По формулам находим число зубьев для каждого варианта расположения:

1) Z ₁=10(13-1)y=22 y ; Z ₂=8(13-1) y =96 y ;

1(10+8) y =18 y ; Z ₃=13(10+8) y =234 y ;

2) Z ₁= 1(26-10)y =16 y ; Z ₂=4(26-10)y = 64y ;

10(4+1)y =50 y ; Z ₃=26(4+1)y =130 y;

3) Z ₁= 2(52-2)y=100y ; Z ₂=2(52-2)y=100y;

5(2+2)y=20y; Z ₃=52(2+2)y=208y;

Принимаем стандартный модуль

m= 3,0 мм

Из рассмотренных вариантов наименьшими габаритами обладает 2-й вариант. При y=1, получаем значения

Z ₁= 16 ; Z ₂= 64 ;

50 ; Z ₃=130 ;

Из условия соседства получаем:

Определяем число саттелитов:

Применяем k = 3, проверяем условие сборки:

где Ц и Я - целые числа.

Подставляя значения и k, получим

Это равенство удовлетворяется при П = 3.

Проверяем передаточное отношение зубчатой передачи;

Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определяем по максимальному моменту, который имеет место на выходном валу - валу водила. Момент на этом валу:

Где средняя угловая скорость вала двигателя

= рад/с.

Отсюда модуль получаем

Модуль зубчатых колес компенсирующей цилиндрической вд рассчитываем по моменту на валу колеса 2,-

H*м.

Тогда

m=

Принимаем стандартный модуль:

=4,0 мм.

Задаемся = 20 , находим

компрессор поршневой двухступенчатый энергопотребление

Определяем делительные диаметры колес:

мм,

*64=192 мм,

мм,

* 130=390 мм,

мм,

мм ,

При этом диаметр водила

Принимаем d_н = 240 мм .

Размещено на Allbest.ru