Термодинамический расчет холодильного компрессора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Техническое задание

1. Описание проектируемого компрессора

2. Термодинамический расчет холодильного компрессора

2.1 Рабочий режим

2.2 Расчет стандартного среднетемпературного режима

3. Определение геометрических размеров

4. Газодинамический расчет компрессорной машины

4.1 Расчет полосового клапана

4.2 Расчет нагнетательного патрубка

4.3 Расчет всасывающего патрубка

5. Выбор электродвигателя

6. Динамический расчет

7. Прочностные расчеты

7.1 Поверочный расчет днища поршня

7.2 Проверочный расчет поршневого пальца

7.3 Прочностной расчет шатунных болтов

7.4 Прочностной расчет цилиндра

7.5 Прочностной расчет шпилек стягивающих клапанные доски и крышки цилиндров

7.6 Прочностной расчет болтов для крепления противовесов

7.7 Поверочный расчет нижней шейки шатуна

7.8 Поверочный расчет верхней шейки шатуна

7.9 Поверочный расчет бобышек под поршневой палец

8. Расчет противовесов

9. Проверочный расчет подшипников

Список литературы

Техническое задание

Разработать и спроектировать поршневой холодильный непрямоточный компрессор по следующим техническим данным:

- холодопроизводительность 35кВт;

- хладагент R22

Исходные данные:

Холодильный агент R22

Охлаждение цилиндров парами холодильного агента

Исполнение бессальниковый

Холодопроизводительность

Температура хладоносителя на выходе из испарителя tx 2= 0°C

Температура воды на входе в конденсатор tв 1 = 30°C

1. Описание проектируемого компрессора

Проектируемый компрессор - холодильный, поршневой, одноступенчатый, непрямоточный, двухцилиндровый, вертикальный, с блок-картерным исполнением, простого действия, безкрейцкопфный, со встроенным электродвигателем, бессальниковый, со свободно-принудительной системой смазки (смазка от насоса и разбрызгиванием), стационарный, со среднетемпературным режимом работы, фреоновый, средней холодопроизводительности.

Смазка механизма движения осуществляется как с помощью разбрызгивания, так и с помощью шестеренчатого маслонасоса.

Норма расхода смазки для цилиндров составляет . Применяются масла типа ХФ-22-18.

В компрессоре применяются чугунные поршни, клапаны на всасывании и нагнетании приняты согласно расчетам - полосовые.

Охлаждение цилиндров - парами холодильного агента (R22). Пар через всасывающий патрубок проходит через электродвигатель, охлаждая его, гильзу и затем идет на всасывание. Место посадки уплотнено специальными паранитовыми прокладками.

Ротор электродвигателя выполняет роль маховика. Маховик в свою очередь является аккумулятором энергии поршневого компрессора, позволяющим преодолеть инерцию механизма движения в мертвых точках.

Маслонасос шестеренчатый встроенного типа. Масло после маслонасоса подается на смазку в пары трения через сверление в валу и шатуне. При этом перед попаданием в маслонасос оно проходит фильтр грубой очистки.

Подшипниковые опоры - шариковые двухрядные.

2. Термодинамический расчет холодильного компрессора

2.1 Рабочий режим

Температуру фреона на входе в испаритель

.

Температуру кипения в испарителе можно найти из выражения

.

Температуру воды на выходе из конденсатора

.

Температуру конденсации примем равной

.

Для фреоновых компрессоров температура на всасывании

.

Температура переохлаждения для фреоновых компрессоров определяется из уравнения теплового баланса регенеративного теплообменника.



Имея температуры строим цикл ХМ для рабочего режима в -диаграмме:

Рисунок 2.1 - i,p-диаграмма рабочнго цикла.

Таблица 2.1 - Значения параметров в характерных точках рабочего цикла

Параметр	Точки
		1	2s		3	4
	0,41	0,41	1,5	1,5	1,5	0,41
	-5	+20	+85	+39	+27	-5
	602	621	657	450	435	435
	-	0,065	-	-	-	-

Для рабочего цикла определяем отношение давлений

.

Определяем удельную массовую холодопроизводительность:

.

Удельная работа адиабатного сжатия в конденсаторе

Удельная нагрузка на конденсаторе

Определяем удельную объемную холодопроизводительность:

.

Удельная тепловая нагрузка на регенератор

Массовый расход

Действительная объемная производительность

Мощность адиабатного сжатия

Коэффициент плотности лпл=0,957 при р =3,66

Коэффициент подогрева

Индикаторный КПД

Механический КПД

Эффективный КПД

Эффективная мощность

Индикаторная мощность

Определяем коэффициент подачи компрессора на рабочем режиме

.

Задаемся величиной , тогда

.

.

Тогда

.

Находим теоретическую объемную производительность компрессора:

.

Для рабочего цикла определяем мощность электродвигателя в следующем порядке:

.

2.2 Расчет стандартного среднетемпературного режима

компрессор фреон хладагент конденсация

Для среднетемпературного стандартного режима принимаются следующие температуры:

; ; .

Строим стандартный цикл ХМ в i,p-диаграмме.

Температура переохлаждения для фреоновых компрессоров определяется из уравнения теплового баланса регенеративного теплообменника.

Таблица 2.2 - Значения параметров в характерных точках стандартного цикла

Параметр	Точки
		1	2s		3	4
	0,3	0,3	1,25	1,25	1,25	0,3
	-15	20	93	30	13	-15
	598	623	664	439	419	419
	-	0,083	-	-	-	-

Для стандартного режима определяем отношение давлений

.

Определяем удельную массовую холодопроизводительность:

.

Удельная работа адиабатного сжатия в конденсаторе

Удельная нагрузка на конденсаторе

Удельная тепловая нагрузка на регенератор

Определяем удельную объемную холодопроизводительность:

.

Коэффициент плотности лпл=0,95 при р =4,17

Коэффициент подогрева



Индикаторный КПД

Механический КПД

Эффективный КПД

Эффективная мощность

Определяем коэффициент подачи компрессора на рабочем режиме

.

Задаемся величиной , тогда

.

Тогда

Массовый расход

Действительная объемная производительность

Мощность адиабатного сжатия

Находим теоретическую объемную производительность компрессора:

.

.

Дальнейший расчет будем вести для рабочего режима.

3. Определение геометрических размеров

Принимаем V-образную схему компрессора.

Для непрямоточных машин величина

ш=S/D=0,55…0,8.

Значение средней скорости поршня см для безкрейцкопфных поршневых компрессоров должна лежать в пределах от 2 до 4,5 м/с. Ход поршня принимаем S=66мм и частоту вращения коленвала n = 24 об/с, тогда

cm= 2*S*n = 2*0,066*24 = 3.17 м/с.

Определяем диаметр поршня ступени:

.

Принимаем D=95 мм.

Уточняем значение ш

Задаемся величиной

.

Подбираем электродвигатель 4А 160S4 У 3 мощностью 15 кВт и частотой 1500 об/мин.

Крутящий момент можно найти по формуле:

.

Для стали 40Х, вид термообработки улучшение, допустимое касательное напряжение составляет . Отсюда можно найти касательное напряжение при кручении:

.

Приближенно диаметр шейки коленвала, изготовленного из стали 40Х, можно определить по формуле:

.

Исходя из конструктивных соображений принимаем d=35 мм.

Диаметр шейки коленвала

Относительная длина шатуна

.

Длина шатуна

.

Масса поступательно движущихся частей определяем по найденному значению D пользуясь графиком в методических указаниях [1] :

4. Газодинамический расчет компрессорной машины

4.1 Расчет полосового клапана

Всасывание

Суммарная площадь проходного сечения в щелях клапана равна

fвс=1,32•hmax•l•n = 1,32•1,8•10-3•0,05•3 = 3,56•10-4 м 2.

Скорость

щвс = М/(свс• fвс) = 0,21/(15,38•3,56•10-4) = 38,35 м/с.

Число Маха

Расчетная эквивалентная площадь всасывающего клапана

где

щm= 2•S•n = 2•0,066•24 = 3,168 м/с

- средняя скорость поршня.

.

Действительная эквивалентная площадь всасывающего клапана

где

- коэффициент расхода щели.

Условие Фдейст ? Фрасч выполняется.

Нагнетание

Суммарная площадь проходного сечения в щелях клапана равна

fнаг=1,32•hmax•l•n = 1,32•1,8•10-3•0,05•1 = 1,188•10-4 м 2.

Скорость

щнаг = М/(снаг• fнаг) = 0,21/(50•1,188•10-4) = 35,35 м/с.

Число Маха

Расчетная эквивалентная площадь нагнетательного клапана

Действительная эквивалентная площадь нагнетательного клапана

Условие Фдейст ? Фрасч выполняется.

4.2 Расчет нагнетательного патрубка

Скорость холодильного агента в нагнетательном патрубке:

.

Принимаем проходное сечение нагнетательного патрубка cн = 35 м/с (для по [1], табл. 4.2).

.

Диаметр нагнетательного патрубка:

.

Принимаем dн = 25 мм.

4.3 Расчет всасывающего патрубка

Скорость холодильного агента во всасывающем патрубке:

,

Принимаем проходное сечение нагнетательного патрубка при cвс = 35 м/с.

.

Диаметр всасывающего патрубка:

.

Принимаем dвс = 34 мм.

5. Выбор электродвигателя

Мощность электродвигателя:

Nэд=12,49 кВт.

Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4АК закрытый обдуваемый (ГОСТ 19523-81).

Мощность электродвигателя Nэд=15 кВт., типоразмер 160S4У 3, скольжение s=5%, частота вращения 1460 об/с, КПД 89%, cos ц = 0,86, Ммах/Мном=2,2, Ip=22А, Up= 305 В, m = 160 кг.

Эффективный холодильный коэффициент поршневого компрессора:

.

Маховый момент маховика равен:

где - максимальная по площади площадка между усредняющей осью и графиком ;

- масштаб тангенциальных сил;

- масштаб длины окружности;

д = 1/200 - степень неравномерности вращения коленчатого вала.

Маховый момент маховика равен:

,

где

.

MмахDкр> MмахDрасч, значит условие выполняется.

6. Динамический расчет

Исходные данные

Параметр

p1

p2

с

D

s

n

лR

n

m

mПС

Ni

змех

Обозначение в программе

p1, кПа

p2, кПа

am

D, м

S, м

nO, об/мин

lambda R

n

m

ms, кг

Nинд, кВт

ETA мех

Величина

410

1500

0,04

0,095

0,066

1440

0,17

1,18

1,13

3,86

9,371

0,95

Результаты расчета (все силы в кH, углы в градусах)

модуль Fтр.пс = 0.093 Fтр.вр = 0.062 Pr.2= 2.906

alfa= 0.0 x=0.0000 Pg1= -10.632

J= 3.389 Psum= -4.244 N= 0.000

delta= 0.0 Pshat= -4.244 T= 0.000 Z= -4.244

alfa= 20.0 x=0.0023 Pg1= -5.216

J= 3.099 Psum= 0.883 N= 0.051

delta=23.3 Pshat= 0.881 T= 0.349 Z= 0.809

alfa= 31.6 x=0.0057 Pg1= -2.906

J= 2.688 Psum= 2.781 N= 0.247

delta=36.7 Pshat= 2.770 T= 1.656 Z= 2.221

alfa= 40.0 x=0.0089 Pg1= -2.906

J= 2.304 Psum= 2.398 N= 0.260

delta=46.2 Pshat= 2.384 T= 1.720 Z= 1.650

alfa= 60.0 x=0.0186 Pg1= -2.906

J= 1.202 Psum= 1.296 N= 0.189

delta=68.3 Pshat= 1.282 T= 1.191 Z= 0.474

alfa= 80.0 x=0.0300 Pg1= -2.906

J= 0.040 Psum= 0.134 N= 0.022

delta=89.4 Pshat= 0.132 T= 0.132 Z= 0.001

alfa=100.0 x=0.0414 Pg1= -2.906

J= -0.966 Psum= -0.872 N= -0.144

delta=109.4 Pshat= -0.860 T= -0.811 Z= 0.285

alfa=120.0 x=0.0516 Pg1= -2.906

J= -1.694 Psum= -1.601 N= -0.233

delta=128.3 Pshat= -1.584 T= -1.243 Z= 0.981

alfa=140.0 x=0.0594 Pg1= -2.906

J= -2.133 Psum= -2.040 N= -0.222

delta=146.2 Pshat= -2.028 T= -1.128 Z= 1.685

alfa=160.0 x=0.0643 Pg1= -2.906

J= -2.345 Psum= -2.251 N= -0.131

delta=163.3 Pshat= -2.247 T= -0.645 Z= 2.153

alfa=180.0 x=0.0660 Pg1= -2.906

J= -2.404 Psum= -2.311 N= -0.000

delta=180.0 Pshat= -2.311 T= -0.000 Z= 2.311

alfa=180.0 x=0.0660 Pg1= -2.906

J= -2.404 Psum= -2.497 N= -0.000

delta=180.0 Pshat= -2.497 T= -0.000 Z= 2.497

alfa=200.0 x=0.0643 Pg1= -2.991

J= -2.345 Psum= -2.523 N= 0.146

delta=196.7 Pshat= -2.519 T= 0.723 Z= 2.413

alfa=220.0 x=0.0594 Pg1= -3.272

J= -2.133 Psum= -2.592 N= 0.282

delta=213.8 Pshat= -2.577 T= 1.433 Z= 2.142

alfa=240.0 x=0.0516 Pg1= -3.836

J= -1.695 Psum= -2.718 N= 0.396

delta=231.7 Pshat= -2.689 T= 2.111 Z= 1.666

alfa=260.0 x=0.0415 Pg1= -4.899

J= -0.966 Psum= -3.052 N= 0.504

delta=250.6 Pshat= -3.010 T= 2.840 Z= 0.999

alfa=280.0 x=0.0300 Pg1= -6.988

J= 0.040 Psum= -4.135 N= 0.683

delta=270.6 Pshat= -4.078 T= 4.078 Z= -0.044

alfa=297.1 x=0.0202 Pg1= -10.640

J= 1.029 Psum= -6.799 N= 1.018

delta=288.5 Pshat= -6.722 T= 6.373 Z= -2.138

alfa=300.0 x=0.0186 Pg1= -10.632

J= 1.201 Psum= -6.618 N= 0.964

delta=291.7 Pshat= -6.547 T= 6.083 Z= -2.421

alfa=320.0 x=0.0089 Pg1= -10.632

J= 2.304 Psum= -5.516 N= 0.599

delta=313.8 Pshat= -5.483 T= 3.958 Z= -3.794

alfa=340.0 x=0.0023 Pg1= -10.632

J= 3.099 Psum= -4.721 N= 0.274

delta=336.7 Pshat= -4.713 T= 1.867 Z= -4.327

alfa=360.0 x=0.0000 Pg1= -10.632

J= 3.389 Psum= -4.431 N= 0.000

delta=360.0 Pshat= -4.431 T= 0.001 Z= -4.431

7. Прочностные расчеты

7.1 Поверочный расчет днища поршня

Днище поршня рассчитываем как круглую плиту, заделанную по периметру.

Расчетное напряжение изгиба:

,

где

- максимальное избыточное давление;

r- радиус заделки днища поршня;

;

- толщина днища; .

Тогда

.

Допускается для днища чугунных поршней , что соответствует расчетам.

7.2 Проверочный расчет поршневого пальца

Поршневой палец рассчитывается как балка на двух опорах с равномерно распределенной нагрузкой по длине шатунного подшипника.

Напряжение в пальце:

.

Максимальный изгибающий момент в среднем сечении пальца:

.

Газовая сила равна:

.

- соответствующие отрезки (см. рис.).

.

Момент сопротивления изгибу:

,

где ; - наружный и внутренний диаметр пальца.

.

Тогда

.

Допустимое значение

,

где - коэффициент запаса;

для стали 40Х.

[у]< увр - толщина пальца удовлетворяет прочностным характеристикам.

7.3 Прочностной расчет шатунных болтов

Шатунные болты проверяются на разрыв от максимальной силы инерции поршня и шатуна и усилия затяжки .

Разрывное напряжение равно:

,

где - число болтов;

- площадь наименьшего сечения болта.

Рассчитывающее усилие от силы инерции шатуна:

,

где - масса вращающейся части шатуна без крышки,

где - масса шатуна.

- радиус кривошипа.

- угловая скорость вращения вала.

- из динамического расчета.

.

.

- допустимый предел текучести для стали 40Х, толщина пальца удовлетворяет расчетам.

7.4 Прочностной расчет цилиндра

Напряжение во внутренней стенке определяется по

где pуд - удельное боковое давление на поршень

где Nmax - из динамического расчета.

Допустимое напряжение для чугуна СЧ [у]=10 МПа > у = 9,9 МПа

7.5 Прочностной расчет шпилек стягивающих клапанные доски и крышки цилиндров

Напряжение в шпильке с учетом коэффициента затяжки паранитовой прокладки m= 1,4 определяются по

где pн изб, pвс изб - избыточное давление нагнетания и всасывания КМ;

Fн, Fвс, Fпр кл - площади, ограниченные средним уплотнительным контуром прокладок соответственно: в крышке на стороне нагнетания, в крышке на стороне всасывания, в цилиндре под клапанной доской;

dвн - внутренний диаметр резьбы шпильки;

z - количество шпилек.

[у] = 50 МПа > 49,8 МПа = у, условие выполняется.

7.6 Прочностной расчет болтов для крепления противовесов

Напряжение в болте с учетом коэффициента затяжки n = 1,25 (стальная шайба)

где

Rпр= mпр•щ2•rпр= 1,5•242•0,054 = 46,66 Н

- центробежная сила, развиваемая противовесом (rпр- радиус центра масс противовеса);

- внутренний диаметр резьбы винта

z - число болтов.

Для стали Ст 35 [у] = 600 МПа > 0,7 МПа = у, условие выполняется.

7.7 Поверочный расчет нижней шейки шатуна

Проверяется максимальное удельное давление на вкладыш подшипника скольжения залитого баббитом

где l - осевая длина головки шатуна, м;

d - диаметр шатунной шейки, м.

[qmax]= 11 МПа > 6,86 = qmax, условие выполняется.

Количество теплоты отведенной в подшипнике скольжения в нижней головке шатуна пропорционально qср•v



[qcp•v] = 15 МН/(м•с) > 6,46 МН/(м•с) = qср•v условие выполняется.

7.8 Поверочный расчет верхней шейки шатуна

Прочность верхней головки шатуна проверяется по Ршат мах. Удельное давление на диаметральную плоскость определяется по

где l - осевая длина верхней головки шатуна, м;

Dвн - внутренний диаметр головки шатуна (без вкладыша), м.

Напряжение в верхней головке шатуна определяется по

где Dн, Dвн - диаметры головки шатуна.

[у] = 50 МПа > 23,4 МПа = у, условие выполняется.

7.9 Поверочный расчет бобышек под поршневой палец

Массовое удельное давление поршневого пальца на внутреннею поверхность бобышки



где dнар - наружный диаметр пальца, м;

а - глубина захода поршневого пальца в бобышку, м.

Напряжение в стенке бобышке

где D1, D2 - наружный и внутренний диаметр бобышки.

Для чугуна [у] = 25 МПа > 14 МПа = у, условие выполняется.

8. Расчет противовесов

Для уравновешивания сил инерции (их момента) от поступательно движущихся частей первого порядка и момента сил инерции от вращающихся масс применяют противовесы.

Необходимая масса противовеса определяется по формуле:

где R = 0,033 м - радиус кривошипа;

rпр= 0,06 м - радиус противовеса;

mпс = 3,86 кг - масса поступательно движущихся частей.

Масса вращающихся частей:

где

mшейки = р*rшейки 2* lшейки*с = 3,14*0,022*0,075*7220 = 0,68 кг,

mщеки = l*b*s*с = 0,078*0,03*0,046*7220 = 0,78 кг.

mшат = 4,0 кг - масса шатуна;

Сила инерции от вращающихся частей

Iвр= mвр*щ2*R = 4,576*242*0,033 = 86,96 Н

Iпс 1= mпс*щ2*R = 3,86*242*0,033 = 73,37 Н

I = Iвр+ Iпс 1= 86,96+73,37 = 160,35 Н.

Из условия равновесия коленвала

mпс*rпс= ? mi*ri.

I = 2*Iпр = 2*щ2*mпс*rпс= 160,35 Н.

Характеристики противовеса и его частей сведены в таблицу

Таблица 8.1

Части противовеса	Si,м 2	mi, кг	ri, м	mi*ri, кг*м
Круговой сектор	0,009184	66,3•b	0,0599	3,978•b
Срезанные части: треугольник	0,000417	-3,01•b	0,0093	-0,028•b
прямоугольник	0,000495	-3,574•b	0,0195	-0,0697•b
сегмент	0,000206	-0,863•b	0,088	-0,0759•b
Головки болтов	--	0,095•b	0,089	0,0084

Ширина противовеса

9. Проверочный расчет подшипников

Рисунок 9.1 - Расчетная схема.

Исходные данные:

Сила от крутящего момента

откуда

кН;

По динамическому расчету определяем положение, при котором силы и достигают одновременно наибольших значений, при б = 2970.

; .

Реакции опор:

Плоскость YZ

; ;

кН;

; ;

кН;

Плоскость XZ

; ;

кН;

; ;

кН;

Суммарные реакции:

кН;

кН;

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре В. Намечаем шарикоподшипник радиальный, сферический двухрядный(легкая узкая серия) 1208 ([3] табл. П 4).

d = 40 мм; С = 19,0 кН; C0 = 8,55кН; e = 0,22; x = 1; y = 2,54 для .

Эквивалентная нагрузка:

,

где - при вращении наружного кольца;

- коэффициент безопасности ([8], табл. 9.19);

- температурный коэффициент.

кН.

Расчетная долговечность:

млн. об.

Расчетная долговечность:

ч.

Срок службы подшипника 12000 часов.

Так как , то найденная долговечность приемлема.

Список литературы

1. Н.Н. Кошкин, И.А. Сакуна и др. Холодильные машины. - Л.: Машиностроение, 1985 - 542 с.

2. Е.М. Бамбушек, Н.Н. Бухарин и др. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин. - Л.: Машиностроение, 1987 - 424 с.

3. Н.М. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1989.

4. М.И. Френкель. Поршневые компрессоры. - Л.: Машиностроение, 1969 - 743 с.

5. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию "Расчет и выбор самодействующих клапанов объемных холодильных компрессоров". - Сумы: "Энергетика".

6. В.М. Арсеньев. Методические указания к курсовому проектированию объемных компрессоров "Термодинамический расчет поршневого холодильного компрессора". - Харьков: ХПИ, 1984 - 10 с.

Размещено на Allbest.ru

...