Курсовая работа: 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

t_{w 1} = + 35 ^о С – температура воды на входе в конденсатор.

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

t_k = t_{w 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

2.2.2 Определение холодопроизводительности компрессора в стандартном и расчетном режимах

Стандартные условия:

t₀ = -15 ^о С – температура кипения

t_k = +30 ^о С – температура конденсации

Стандартная холодопроизводительность, кВт:

Q_{o ст} =l_ст q_{v ст} V_h (1)

Q_{o ст} =0,73*2144*0,147=230 кВт

где l_ст =0.73– коэффициент подачи компрессора для стандартного режима(t_о =-15 ^о С и t_к =+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 = P_k / P_o (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]

q_v = q_o / v₁ (4)

q_v = 1115/ 0,52 = 2144кДж/м³.

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

V_h = p*Dп ²Sпzn/4 (5)

V_h = 3,14*0,15²*0,13*4*16/4 = 0,147м³ /с

Расчетные условия:

t₀ = -5 ^о С – температура кипения

t_k = +39 ^о С – температура конденсации

Расчетная холодопроизводительность, кВт:

1. Q_{o раб} = (Q_{o ст} l_раб q_{v раб} )/( l_ст q_{v ст} ) (6)

Q_{o раб} =(230*0,82*2972)/(0,73*2144)=358,1кВт

l_раб =0.82 при p = 1,875 / 0,36= 5,2

q_{0 раб} =1470-400=1070 кДж/кг

q_{v раб} = 1070/ 0,36= 2972кДж/м³.

2. Q_{o раб} =l_раб q_{v раб} V_h (7)

Q_{o 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]

G_ха = Q_o / q_o (8)

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

l_ад = i₂ – i_1` (9)

Адиабатная мощность компрессора, кВт:

N_ад = G_ха ×l_ад (10)

Индикаторная мощность в рабочем режиме, кВт:

N_i = N_ад / h_i , (11)

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

Эффективная мощность, кВт [2. стр114]

N_е = N_i /h_мех (12)

Электрическая мощность, кВт [4. стр 115]

N_эл = N_e /h_эд (13)

где h_эд =0,9 – КПД электродвигателя;

Эффективный холодильный коэффициент [4. стр133]

e_е = Q_o / N_e (14)

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

Таблица №2

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=G_ха ×l_ад /(h_i h_эд h_мех )-ôe2-1 (15)

так как процесс сжатия адиабатный,тогда ôe2-1 =ôi2-1,тогда формулу можно упростить: Dк=G_ха ×l_ад (1/(h_i h_эд h_мех )-1) (16)

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

h_e =(1- Dк/ N_эл )100% (17)

Результаты расчетов сведены в таблицу 3

Таблица №3

Значения эксергетического К.П.Д. с учетом потерь

По полученным данным строим график:

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

h_e =et_e (18)

t_e =(T_o -T_{o/ с} )/T_o (19)

Результаты расчетов сведены в таблицу 4

Таблица №4

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.