Расчет компрессора. Решение Значение свойств в характерных точках цикла (по пп CoolPack)
 Скачать 347.01 Kb.
|
ФАКУЛЬТЕТ: ЭНЕРГОМАШИНОСТРОЕНИЕ КАФЕДРА: РАКЕТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К ДОМАШНЕМУ ЗАДАНИЮ ПО КУРСУ: Энергетические машины и установки Студент Э1-83 _______________ Андрианов А.О. (Группа) (Подпись, дата) (И.О.Фамилия) Преподаватель ____________________ Полянский А.Р. (Подпись, дата) (И.О.Фамилия) 2021г. Дано Тип компрессора: W-образный. Температура конденсации: Tконд = +30 ºС. Температура кипения: Tкип = -30 ºС. Холодопроизводительность:  кВт.Холодильный агент: Ф-21. Решение Значение свойств в характерных точках цикла (по п/п CoolPack). Таблица 1
I. Определение массовой и объёмной производительности компрессора, коэффициента подачи. I.1. Удельная холодопроизводительность:  I.2. Расчётная массовая производительность компрессоров: Для компрессора 1 ступени:  Для нахождения массовой производительности компрессора 2 ступени воспользуемся уравнением энергетического баланса:  Где  Тогда расчетная массовая производительность компрессора 2 ступени: 
Рис.1. Диаграмма для двухступенчатой ПКХМ I.3. Объёмная подача компрессоров:   I.4. Объёмная холодопроизводительность при условиях на всасывании:   I.5. Оценка потерь давления выполняется отдельно на всасывании и нагнетании компрессора. На стороне всасывания и в клапанах депрессия составит:  0.01176…0.0168 барПолагаем, что гидросопротивление на всасывании равно 0,168 бар и поэтому давление в процессе всасывания в цилиндры компрессора будет составлять: p1= 0.156 бар (см. табл. 1). На нагнетании депрессия оценивается в пределах:   Для фильтра величину депрессии принимаем равной 0,5 бар. Поэтому суммарная величина падения давления (в нагнетательных клапанах и фильтре) принимается равной 0,7 бар и давление в процессе нагнетания будет составлять:p5 = 2.244 бар, p2 = 0.739 бар (см. табл. 1). I.6. По известному значению энтропии в т. s2s ≡ s1 = 2000 [кДж/кг·К] и давлению нагнетания проектируемого компрессора (p2 = 2.244 бар) определяются параметры в точке 2s (см. табл. 1). По известному значению энтропии в т. S5s ≡ s4 = 1903.5 [кДж/кг·К] и давлению нагнетания проектируемого компрессора (p2 = 0.739 бар) определяются параметры в точке 5s (см. табл. 1). I.7. Удельная адиабатная работа сжатия:   I.8. Рабочее отношение давлений в компрессоре:   I.9. Расчет коэффициента подачи по аналитическому выражению [6]:   где: A0,95 – коэффициент, учитывающий потери хода из-за дросселирования газа на всасывании и утечек при сжатии; aмо 0,05 - относительная величина “мертвого” объёма в цилиндре; m 1,05 -показатель политропы обратного расширения; B 0,01 – коэффициент, учитывающий подогрев фреона на всасывании. Можно сравнить это значение с величиной коэффициента λ  для промышленного компрессора подобной конструкции [6]. В нашем случае проектируется фреоновый поршневой компрессор подобный блоккартерному компрессору П80 с внешним приводом. Графическая зависимость коэффициента подачи λ от степени сжатия π для такого компрессора приведена на рис. 8 [6] и по ней получается λ1 =0.78, λ2 =0.86.Для дальнейшего расчёта полагаем λ1 =0.78, λ2 =0.86.  Зависимости коэффициента подачи λ и его составляющих (λс, λwк, λнц и λпл ) от степени сжатия π для двух модификаций поршневого компрессора П80: штриховые линии – для компрессора с внешним приводом (марка П80); сплошные линии – для компрессора со встроенным приводом (марка ПБ80); Зависимости λнц и λпл одинаковы для компрессоров обоих типов. II. Расчёт описанного объёма, основных размеров и режимных параметров компрессора. II.1. Расчётный описанный объём:   II.2. Для расчёта основных размеров рабочей полости компрессора зададимся следующими параметрами: z  8 - число цилиндров;относительный ход поршня:    n0 1450 об/мин – рабочая частота вращения вала.Полагаем, что компрессор имеет поршни простого действия, для которых описанный объём определяется выражением:  Из этого выражения получаем формулу для расчёта диаметра цилиндров:   В соответствии с [7] принимаем диаметр поршней: D1 = 0,195 м(195 мм), D2 = 0,125 м(125 мм); Ход поршня: Sh1 = ψ·D1 = 0,8·0,195 =0,156 м (156 мм),Sh2 = ψ·D2 = 0,8·0,125 =0,1 м (100 мм). II.3. Проверка динамических факторов: Средняя скорость:    Параметр ускорения:   Значения обоих динамических факторов близки к верхним значениям, характерным для современных компрессоров подобного типа [5]. II.4. Оставляем размеры без изменения и уточняем описанный объём спроектированного компрессора:   Описанный объём спроектированного компрессора немного больше расчётного и определяем, допустимо ли это отклонение:   Отклонение не превосходит 5% и согласно [7] допустимо. II.5. Уточняем расход и холодопроизводительность спроектированного компрессора:     II.6. Адиабатная мощность такого компрессора:    II.7. Расчёт мощности, потребляемой спроектированным компрессором начинается с определения индикаторной мощности (  ). Расчёт этой мощности базируется на статистических данных об индикаторном КПД компрессоров ( ), работающих в промышленности. Индикаторный КПД, определяется как отношение  к . При проектировании холодильных компрессоров широкое применение получила статистическая корреляция вида: где: T0 = 243,0 K (-30,0 oC) - температура кипения; Tк= 303,0 K (+30,0 oC) - температура конденсации; b =16 – коэффициент, который подбирается в соответствии с типом хладагентов. Например, для фреонов b =16, а для аммиака b  = 25.Индикаторная мощность компрессора:   II.8. Удельная индикаторная работа сжатия:   II.9. Определяем параметры фреона после сжатия, на нагнетании компрессора (т.2). Энтальпия газа в этой точке определяется:   По значению энтальпии и известному значению давления нагнетания в т.2 и т.5 (p2=2.244 бар,p5=0.739 бар), используя данные по свойствам R21, находим значения всех параметров в этой точке (см. табл. 1). Температура нагнетания получилась не высокой (t2 =55oC, t5 =55oC) и поэтому можно обойтись простым воздушным охлаждением. Компрессор будет иметь блок-картерную конструкцию корпуса с воздушным охлаждением цилиндров. Для улучшения охлаждения цилиндров их боковые поверхности и крышки клапанной коробки следует сделать оребрёнными. II.10. Мощность трения:   где: pтр - условное давление трения, которое для фреона R21 принимается: pтр = 5 кПа. II.11. Эффективная мощность компрессора рассчитывается:   II.12. Механический КПД:   Можно сравнить это значение с величиной ηм для промышленного компрессора подобной конструкции [6]. На рисунке 9 приведены данные для механического (ηм), индикаторного (ηi) и эффективного (ηe) КПД реальных компрессоров подобного типа. Для фреонов среднестатистическое значение механического КПД (ηi) при степени сжатия π1 = 4.74, π2 = 3.037 у поршневых компрессоров с внешним приводом значение механического КПД по этим данным составляет ηм 90%, что не сильно отличается от значения, полученного в расчёте.
Эффективный КПД компрессора:   Среднестатистическое значение эффективного КПД (см. рис. 11) для компрессоров подобного типа составляет ηe 76%. II.13. Мощность электродвигателя выбирается на 10…20% больше, чем эффективная мощность компрессора  . По этой мощности, частоте вращения no = 1450 об/мин и с учетом  подбирается электродвигатель. Например, двигатель A250S4 на номинальном режиме имеет электрическую мощность Nэл = 75 кВт, рабочую частоту вращения вала n0 = 1470 об/мин и электрический КПД ηэл 0,92 [1]. Масса электродвигателя составляет 450 кг.II.14. Холодильный коэффициент простого парокомпрессионного цикла с холодильным компрессором:   II.15. Холодильный коэффициент идеального цикла (цикла Карно):   II.16. Степень термодинамического совершенства (термический КПД) цикла:   II.17. Тепловая нагрузка на конденсатор:  
ОСНОВНЫЕ РАБОЧИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ХОЛОДИЛЬНОГО КОМПРЕССОРА Холодильный агент – фреон (хладон) Ф-21; холодопроизводительность  на расчётном режиме:при температуре конденсации – tк = +30,0 oC; при температуре кипения – t0 = -30,0 oC; Эффективная мощность (“мощность на валу”) компрессора ; для привода выбран электродвигатель А250S4 с номинальной электрической мощностью Nэл = 75 кВт и электрическим КПД ηэл 0,925 на режиме 100% нагрузки, с рабочей частотой вращения вала n0 = 1470 об/мин; описанный объём компрессора  , с четырьмя поршнями простого действия, диаметры которых равны 195 мм и 125 мм, при ходе поршня 156 мм и 100 мм; холодильный коэффициент компрессора равен ε1 = 4.4, ε2 = 5.6; термический КПД компрессора равен ηt1 =  , ηt2 =  . |
