регистрация / вход

Поршневой холодильный компрессор АУ-200

ФГОУ ВПО Астраханский Государственный Технический Университет Кафедра холодильных машин Курсовой проект «Поршневой холодильный компрессор АУ-200»

ФГОУ ВПО Астраханский Государственный Технический Университет

Кафедра холодильных машин

Курсовой проект

«Поршневой холодильный компрессор АУ-200»

по дисциплине:

«Компрессорные машины и насосы»

Выполнил студент группы ДМГ-41

Паничкин Алексей Владимирович

Подпись ФИО

Руководитель ________________

_________________________________

Подпись ФИО

Оценка пояснительной записки______

_________________________________

Подпись ФИО

Курсовая работа допускается к защите

_________________________________

Подпись ФИО

Оценка курсовой работы____________

Комиссия в составе:

_________________________________

Подпись ФИО

_________________________________

Подпись ФИО

Астрахань 2009г.

Содержание

Задание на проектирование (исходные данные)

Введение. Назначение и области применения компрессоров.

Расчетная часть:

Глава 1. Основные характеристики заданного прототипа

1.1Описание конструкции компрессора

1.2 Назначение сальника и его значимость в составе и работе компрессора

1.3Технические характеристики компрессора АУ-200

Глава 2. Проверочный теплотехнический расчет компрессора. Построение цикла холодильной машины и определение рабочих параметров цикла:

2.1Тепловой расчет компрессора

2.2.1 Построение цикла ХМ по исходным данным

2.2.2 Определение холодопроизводительности компрессора в стандартном и расчетном режимах

2.2.3 Определение основных параметров ХМ при различных температурах кипения

2.2.4 Определение зависимостей: Q0=f(t0); Ne=f(t0); e=f(t0);

Глава 3. Оценка эффективности работы компрессора

3.1Определение эксергетического КПД в расчетном режиме

3.2 Определение зависимости hе=f(e);

Заключение. Анализ полученных расчетных технических характеристик

Задание на проектирование

Исходные данные:

Температура кипения в испарителе, -5 °С

Температура воды на выходе в конденсатор, 35 °С

Холодильный агент, R-717

Компрессор, АУ-200

Узел, сальник

Введение

Поршневые компрессоры являются наиболее распространенным типом холодильных компрессоров. Их применяют в холодильных машинах производительностью от нескольких десятков ватт до сотен киловатт, а в области малых холодопроизводительностей (до 2 – 3 кВт).

Основное преимущество поршневых холодильных компрессоров перед винтовыми состоит в более высокой энергетической эффективности при небольших удельных массах и габаритах более высокие. Технология производства поршневых компрессоров хорошо освоена; трудоемкость изготовления меньше, чем у компрессоров других типов. Конструкция поршневых компрессоров упрощается по мере снижения производительности и допускает удобное соединение электропривода непосредственно с коленчатым валом. Поршневые компрессоры способны работать с более высоким отношением давлений при сжатии в одной ступени. Благодаря сравнительно слабому влиянию режима работы на характеристики можно использован, один и тот же компрессор для работы на разных холодильных агентах. Возможность выполнения компрессора многоцилиндровыми с цилиндрами небольшого диаметра облегчает решение задачи, связанной с уменьшением гидравлических потерь в клапанах.

Поршневые компрессора имеют следующие недостатки. Наличие смазочного масла в цилиндрах приводит к попаданию масла в контур холодильной машины, что нежелательно. В механизме движения компрессора имеют место относительно большие износы. При работе поршневых компрессоров возникают в той или степени неуравновешенные силы или моменты, вызывающие вибрации. Клапаны поршневых компрессоров как наименее надежные узлы конструкции является причиной меньшей надежности всей машины в целом. Наличие всасывающих клапанов ограничивает рабочий диапазон поршневых компрессоров значением давления всасывания порядка 20 кПа.

Конструкция и технология изготовления поршневых холодильных компрессоров позволяют применять их при температурах кипения до - 100 "С. конденсации до 100 0 С, окружающего воздуха от - 40 до 85 0 С. Эти компрессора способны работать при снижении напряжения в электросети до 0.85 номинала, в условиях вибраций и ударов до 15 g, а также при переменных наклонах фундамента до 45°.

Расчетная часть

Глава 1.Основные характеристики заданного прототипа

1.1 Описание конструкции компрессора АУ-200

В настоящее время на предприятиях России существующее оборудование серьезно изношено физически и морально, переоснащение холодильных компрессорных отделений на принципиально новые технологии происходит слишком медленно. К тому же аммиачные компрессора являются источником повышенной опасности для окружающей среды. Поэтому они являются объектами особого внимания со стороны сотрудников министерства чрезвычайных ситуаций. Авария компрессора может привести к серьезной экологической ситуации.

Работа компрессора АУ-200 в системе холодильной машины заключается в следующем: пары аммиака из испарительной системы засасываются в цилиндры компрессора, сжимаются до давления конденсации, затем поступают в маслоотделитель, где освобождаются от частиц масла. Из маслоотделителя пары попадают в конденсатор, конденсируются, и жидкий аммиак через регулирующий вентиль снова идет в испарительную систему. Этот цикл непрерывно повторяется.

Аммиак, использующийся в аммиачных холодильных машинах в качестве рабочего вещества - бесцветный газ с острым специфическим запахом, хорошо растворяющийся в воде. Растворимость его в масле незначительна.

В присутствии влаги аммиак разъедает цинк, медь, бронзу и другие сплавы меди.

Сальник пружинный, двухсторонний с парой трения графит - сталь.

Смазка сальника и шатунных подшипников принудительная, от шестеренчатого масляного насоса. Остальные трущиеся детали смазываются маслом, разбрызгивающимся из торцовых зазоров шатунных подшипников.

Всасывающий вентиль, газовый фильтр и фильтр грубой очистки масла встроены в блок-картер. На компрессорах имеются предохранительные клапаны, перепускающие пары аммиака из нагнетательной полости в полость всасывания при разнице в давлениях больше 16 кгс/см2 .

Для разгрузки при пуске компрессор имеет перепускную байпасную линию, соединяющую нагнетательную и всасывающую полости.

Для контроля давления масла на компрессорах устанавливаются два мановакуумметра: один показывает давление в масляной магистрали, другой - давление в картере. Разность их показаний дает истинную величину давления масла.

Компрессоры снабжаются приборами автоматики:

1) реле давления РДА, которое должно отключать электродвигатель при повышении давления нагнетания выше или понижении давления всасывания ниже заданного;

2) реле контроля смазки РКС-1, которое должно отключать электродвигатель при понижении давления масла ниже заданного;

3) электроконтактный термометр ЭКТ-1, который должен отключать электродвигатель при повышении температуры нагнетания выше заданной.

Гильзы - чугунные литые. Два посадочных пояска обеспечивают установку гильзы в блок-картер по посадке скольжения. В верхней и нижней частях гильзы по наружной поверхности имеются две канавки для уплотнительных резиновых колец.

Верхнее уплотнительное кольцо отделяет всасывающую и нагнетательную полости, нижнее - всасывающую полость и картер. Герметичность уплотнений проверяется при сборке.

Четыре фрезерованных окна соединяют рабочую полость цилиндра с полостью всасывания. Нагнетательный клапан уплотняется по притирочному пояску в верхней части гильзы.

1.2 Назначение сальника и его значимость в составе и работе компрессора

В бескрейцкопфных компрессорах для уплотнения приводного вращающегося конца вала применяют сальники с кольцами торцевого трения. Наиболее распространены сальники с упругими элементами, например пружинные с уплотнительными кольцами. В настоящее время преобладают пружинные сальники с торцевой парой трения закаленная сталь-композиционный материал на базе графита и упругим уплотнением по валу и масляным затвором.

Преимущества таких сальников: простота монтажа и эксплуатации, небольшая трудоемкость изготовления основных деталей и хороший отвод тепла трения маслом, прокачиваемым через сальник.

Сальник предназначен для предотвращения попадания аммиака в окружающую среду и осуществления подачи масла от насоса к коленчатому валу.

1.3 Технические характеристики компрессора АУ-200

Конструктивные параметры:

Тип___________________________________прямоточный сальниковый;

Ход поршня_____________________________________________130 мм;

Расположение цилиндров______________________________V-образное;

Количество цилиндров_________________________________________4;

Частота вращения__________________________________________16 с‾¹;

Марка__________________________________________________АУ-200;

Диаметр цилиндра________________________________________150 мм;

Объем описываемый поршнями_______________________14,7*10² м³/с;

Холодопроизводительность_______________________232 кВт (аммиак);

Потребляемая мощность___________________________66 кВт (аммиак);

Длина_________________________________________________1370 мм;

Ширина________________________________________________1320 мм;

Высота________________________________________________1100 мм;

Масса__________________________________________________1400 кг.

Глава 2. Проверочный теплотехнический расчет компрессора. Построение цикла холодильной машины и определение рабочих параметров цикла:

2.1 Тепловой расчет компрессора

Исходные данные для расчетного режима

t0 = -5 о С – температура кипения

tw 1 = + 35 о С – температура воды на входе в конденсатор.

Находим температуру конденсации: [1, табл. V-18 стр. 227 ]

tk = tw 1 + 5 о С = 35 +4 = 39 о С.

2.2.1 Построение цикла ХМ по исходным данным

Рис.1. Цикл холодильной машины.

Параметры узловых точек для расчетного режима и для других температур кипения при постоянной температуре конденсации занесены в таблицу 1:

Таблица №1

Параметры узловых точек при разных температурах кипения
параметр 1 1’ 2 3 4 5 6
P,МПа 0,24 0,24 1,875 1,875 1,875 1,625 0,24
t, оС -15 -10 140 39 39 35 -15
i 1435 1450 1770 1490 430 400 400
v 0,525
P,МПа 0,29 0,29 1,875 1,875 1,875 1,625 0,29
t, оС -10 -5 130 39 39 35 -10
i 1440 1460 1745 1490 430 400 400
v 0,44
P,МПа 0,36 0,36 1,875 1,875 1,875 1,625 0,36
t, оС -5 0 120 39 39 35 -5
i 1445 1470 1720 1490 430 400 400
v 0,36
P,МПа 0,44 0,44 1,875 1,875 1,875 1,625 0,44
t, оС 0 5 110 39 39 35 0
i 1450 1480 1695 1490 430 400 400
v 0,3
P,МПа 0,5 0,5 1,875 1,875 1,875 1,625 0,5
t, оС 5 10 100 39 39 35 5
i 1455 1490 1670 1490 430 400 400
v 0,25

2.2.2 Определение холодопроизводительности компрессора в стандартном и расчетном режимах

Стандартные условия:

t0 = -15 о С – температура кипения

tk = +30 о С – температура конденсации

Стандартная холодопроизводительность, кВт:

Qo ст =lст qv ст Vh (1)

Qo ст =0,73*2144*0,147=230 кВт

где lст =0.73– коэффициент подачи компрессора для стандартного режима(tо =-15 о С и tк =+30 о С) [1. стр.57]

l-коэффициент подачи находится по графику в зависимости от степени повышения давления.

Рис.2 График для определения коэффициента подачи.

Степень повышения давления:

p = Pk / Po (2)

p = 1,25 / 0,24= 5,2

Удельная массовая холодопроизводительность, кДж/кг

q0 =i1 -i6 (3)

q0 =1445-330=1115 кДж/кг.

Удельная объемная холодопроизводительность, кДж/м3 [5. стр. 9]

qv = qo / v1 (4)

qv = 1115/ 0,52 = 2144кДж/м³.

Объем, описываемый поршнями, м3 /с. [5. стр.105]

Vh = p*Dп ²Sпzn/4 (5)

Vh = 3,14*0,15²*0,13*4*16/4 = 0,147м3

Расчетные условия:

t0 = -5 о С – температура кипения

tk = +39 о С – температура конденсации

Расчетная холодопроизводительность, кВт:

1. Qo раб = (Qo ст lраб qv раб )/( lст qv ст ) (6)

Qo раб =(230*0,82*2972)/(0,73*2144)=358,1кВт

lраб =0.82 при p = 1,875 / 0,36= 5,2

q0 раб =1470-400=1070 кДж/кг

qv раб = 1070/ 0,36= 2972кДж/м³.

2. Qo раб =lраб qv раб Vh (7)

Qo раб =0,82*2972*0,147=358,2 кВт

2.2.3 Определение основных параметров ХМ при различных температурах кипения

Массовый расход рабочего вещества, кг/с [4. стр. 113]

Gха = Qo / qo (8)

Адиабатная работа, кДж/кг [5. стр. 9] о С

lад = i2 – i1` (9)

Адиабатная мощность компрессора, кВт:

Nад = Gха ×lад (10)

Индикаторная мощность в рабочем режиме, кВт:

Ni = Nад / hi , (11)

где hi = 0,85 — индикаторный КПД [5. стр 106. рис.2.3.]

Эффективная мощность, кВт [2. стр114]

Nе = Ni /hмех (12)

Электрическая мощность, кВт [4. стр 115]

Nэл = Ne /hэд (13)

где hэд =0,9 – КПД электродвигателя;

Эффективный холодильный коэффициент [4. стр133]

eе = Qo / Ne (14)

по расчетным формулам были получены значения параметров для разных температур кипения и сведены в таблицу 2

Таблица №2

Основные параметры ХМ при разных температурах кипения
t0 p l q0 qv Q0
-15 7,8 0,76 1050 2000 223,1
-10 6,5 0,78 1060 2409 276,2
-5 5,2 0,82 1070 2972 358,1
0 4,3 0,83 1080 3600 439,2
5 3,8 0,82 1090 4360 525,6
Gxa lад Nад Ne Nэл e
0,213 320 68,1 89,0 98,9 2,25
0,261 285 74,3 98,2 109,2 2,53
0,335 250 83,6 109,3 121,5 2,95
0,410 215 87,5 115,7 128,5 3,42
0,480 180 86,8 114,8 127,6 4,12

2.2.4 Определение зависимостей холодопроизводительности, мощности и холодильного коэффициента от температуры кипения

Зависимость холодопроизводительности от t0:

Зависимость эффективной мощности от t0:

Зависимость холодильного коэффициента от t0:

Глава 3. Оценка эффективности работы компрессора

3.1 Определение эксергетического К.П.Д в расчетном режиме

Строим цикл ХМ в диаграмме e-Iв соответствии с заданным расчетным режимом;

Рис.3 Цикл ХМ в диаграмме e - I .

Определяем эксергетические потери реального процесса сжатии, используя формулу:

Dк=Gха ×lад /(hi hэд hмех )-ôe2-1 (15)

так как процесс сжатия адиабатный,тогда ôe2-1 =ôi2-1,тогда формулу можно упростить: Dк=Gха ×lад (1/(hi hэд hмех )-1) (16)

Определяем эксергетический К.П.Д. реального процесса по формуле:

he =(1- Dк/ Nэл )100% (17)

Результаты расчетов сведены в таблицу 3

Таблица №3

Значения эксергетического К.П.Д. с учетом потерь

t0 Gxa lад Dk Nэл he
-15 0,213 320 32,0352 98,9 0,676085
-10 0,261 285 34,96095 109,2 0,679845
-5 0,335 250 39,3625 121,5 0,676029
0 0,41 215 41,4305 128,5 0,677584
5 0,48 180 40,608 127,6 0,681755

По полученным данным строим график:

Так же теоретический эксергетический К.П.Д. можно считать по формуле:

he =ete (18)

te =(To -To/ с )/To (19)

Результаты расчетов сведены в таблицу 4

Таблица №4

Значения эксергетического К.П.Д. при разных температурах кипения

t0 Т he
-15 258 0,23 0,521
-10 263 0,21 0,527
-5 268 0,19 0,549
0 273 0,16 0,561
5 278 0,14 0,594

3.2 Определение зависимости h е = f ( e )

По полученным данным строим график:

Заключение. Анализ полученных расчетных технических характеристик

Уменьшение холодопроизводительности компрессора по мере понижения температуры и, соответственно, давления кипения связано:

- с увеличением удельного объема пара, образующегося в испарителе;

-с увеличением объемных потерь в цилиндрах компрессора (уменьшается коэффициент подачи, т.к. возрастает степень сжатия);

-с увеличением потерь в регулирующем вентиле, т.к. увеличивается доля парообразного ХА при дросселировании.

Все эти причины ведут к уменьшению массы жидкого агента, всасываемого компрессором в единицу времени, а ведь именно он, испаряясь, совершает полезную работу.

Аналогично меняется зависимость холодильного коэффициента от температуры кипения, т.к. он напрямую зависит от холодопроизводительности.

График зависимости эксергетического К.П.Д. с учетом потерь является линейным, т.к. в идеале процесс сжатия является адиабатным и приращение эксергии равно приращению энтальпии. В реальности же сжатие является политропным процессом в связи искусственным охлаждением компрессора и точка конца сжатия на графике может смещаться. График зависимости эксергетического К.П.Д. от холодильного коэффициета показывает что эффективность процесса, рассчитанная с учетом энергий различного потенциала может быть больше единицы(e ),а с учетом энергий одного потенциала-всегда меньше единицы(h е ). При этом чем ближе температура кипения к температуре о/с, тем больше К.П.Д процесса.

График зависимости мощности от температуры кипения при постоянной температуре конденсации и числе оборотов имеет точку перегиба, т.к. мощность связана через холодопроизводительность с коэффициентом подачи, который в свою очередь тоже на графике зависимости от степени сжатия имеет экстремум. Это связано с тем, что при значительных степенях сжатия на подачу влияют перетечки газа через уплотнительные кольца и клапана, что приводит к уменьшению коэф. подачи, с уменьшением степени сжатия-подача растет до момента, когда на подачу начинает значительно влиять удельный объем всасываемого газа, уменьшающийся по мере увеличения температуры кипения.

Список использованной литературы

1. Холодильные компрессоры/ Под ред. А. В. Быкова: Справочник. - М.: Легкая и пищевая промышленность, 1981. -279 с.

2. Холодильные машины / Под общ. ред. Н. Н. Кошкина. Москва. Пищевая промышленность, 1973. - 512 с.

3. Теория и расчет поршневых компрессоров. Пластинин П. И.– М.: ВО «Агропромиздат», 1987. – 271 с.

4. Холодильные машины / Под общ. ред. И. А. Сакуна. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1985. - 512 с.

5. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин / Под общ. ред. И. А. Сакуна. -Л.: Машиностроение,Ленигр.отделение,1987. - 423 с.

6. Л. М. Розенфельд. Примеры и расчеты холодильных машин и аппаратов. - Л.: Госторгиздат, 1960. – 236 с.

7. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин / Под общ. ред. Н. Н. Кошкина. -Л.: Машиностроение, Ленигр. отд-ние, 1976. - 464 с.

8. Холодильные машины / Под общ. ред. Л. С. Тимофеевского. – С. – Петербург.: Политехника, 1997.-992 с.

9. Руководство по курсовому и дипломному проектированию по холодильным и компрессорным машинам / Под общ. ред. Р.М. Галиева. Москва.:Машиностроение, 1986.-263 с.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

Комментариев на модерации: 1.

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий