Проектирование поршневого компрессора на нормализованной базе

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Курсовая работа

«Проектирование поршневого компрессора на нормализованной базе»

Введение

Летные характеристики ТРД являются одним из видов эксплуатационных характеристик и состоят из скоростных и высотных характеристик. Они позволяют произвести оценку эксплуатационных свойств ТРД при различных условиях полета и на различных режимах его работы.

В виду этого знание летных характеристик двигателя является весьма важным для летной эксплуатации. Тяга, создаваемая ТРД на определенной скорости и высоте полета, представляет собой располагаемую тягу самолета. Использование этой тяги совместно с потребляемой тягой, определяемой аэродинамическим сопротивлением самолета, позволяет определять его летно-тактические данные: наивыгоднейшие режимы полета, характеристики разгона и торможения, высотность, дальность и продолжительность полета и т.д. Помимо этого определяется необходимая степень дросселирования двигателя для осуществления горизонтального полета с заданной скоростью.

Рассчитать и спроектировать поршневой компрессор на основе следующих данных:

Р_вс = 0,1 МПа - давление на входе в 1-ю ступень компрессора

Р_нг = 1,1 МПа - давление на выходе из последней ступени компрессора

V_вс = 6 м³/мин - объёмная производительность компрессора

Т_вс = 293 К - температура всасываемого газа

Рабочий газ: воздух

Охлаждение: воздушное

поршневой компрессор нормализованная база

1. Определение базы компрессора

Определение производительности компрессора при t = 20 C и Р = 760 мм рт. ст. (н.у.)

Давление при н.у.:

P_н.у.=== 1,033 атм = 0,1033 МПа

Плотность воздуха при н. у.:

P_н.у.=== 1,228 кг/м³

Плотность воздуха на всасывании:

P_вс.=== 1,189 кг/м³

Объем всасываемого воздуха:

V_вс === 0,097 нм³/с

Производительность компрессора по условиям всасывания при нормальных условиях составляет V_вс = 0,097 нм³/с, что согласно таблице 2.1 стр. 20 [1] соответствует Ш-образной базе.

2. Предварительное определение мощности компрессора

Изотермический КПД компрессора подбирается из условия: 0,55?з_из?0,65

Принятый изотермический КПД составляет з_из=0,6

з_из =,

где

- изотермическая мощность компрессора:

N_из =

N_из == 23979 Вт

- мощность на валу проектируемого компрессора:

N_к== = 39964 Вт

3. Определение параметров базы

Определение количества ступеней в ряду базы по с. 22 рис. 2.1 [1]

Мощность на валу проектируемого компрессора N_к = 39964 Вт, что соответствует базе 3Ш с числом рядов z_р = 3.

4. Определение требуемого числа ступеней

Т_нг.max = 453К - максимальная температура нагнетания для транспортных машин с воздушным охлаждением

Т_вс.1 = 293К - температура всасывания газа в первую ступень

Т_вс.2 = 313К - температура всасывания газа во вторую ступень (на 20 К больше, чем температура всасывания в первую ступень)

T_нг.1 = Т_нг.2 - температуры нагнетания на первой и второй ступенях должны быть одинаковыми, из чего следует, что:

Т_нг.1=,

Т_нг.2=,

р_нг1 принимается равным 0,372 МПа. Тогда:

Т_нг1== 426,46 К

Т_нг2== 426,65 К

Расхождение Т_нг1 и Т_нг2 составляет 0,04%, поэтому давление нагнетания на первой ступени окончательно принимается равным

р_нг1 = 0,372 МПа

П₁ = = = 3,72

П₂ = = = 2,957

5. Выбор компрессора

с. 25 рис. 2.2. “д” [1]



Рис. 1. Двухступенчатый трёхрядный компрессор, Ш-образная база

6. Определение номинального усилия базы

с. 24 п. 2.2 [1]

1) N_р - максимальная мощность ряда

N_р === 13321 Вт = 13,321 кВт

== 2,589 кВт

По с. 15 рис. 1.7 [1]:

= 2,25 => П_б = 3,426 кН.

2) Из уравнения 1.1 [1]:

П_б=== 9,198 кН

Параметры базы с. 18 табл. 1.2 [1]:

П_б = 10 кН;

z_p = 3;

S_п = 75 мм;

n = 25 = 1500 об/мин;

N_p = 15-20 кВт;

d_шт = 20 мм;

7. Определение плотности газа по ступеням

с. 34 п. 2.3 [1]

с_всi =,

с_вс1 = = 1,189 кг/м³

с_вс2 == 4,14 кг/м³

8. Определение массовой производительности компрессора за цикл

с. 34 п. 2.4 [1]

m' = с_вс1V_вс = const - по всем ступеням, если не учитывать утечки газа;

V_вс = 0,1 м³/с

m' = 1,189·0,1 = 0,1189 кг/с = 428,04 кг/ч

m_k = = = 0,00475 кг/об, где

m_k - массовый расход за один оборот коленчатого вала,

n - частота вращения вала компрессора (задается равной частоте вращения вала принятой базы)

9. Конструктивный расчет компрессора

Определение предварительных значений относительных мертвых пространств по ступеням

с. 34 п. 2.4.1 [1]

б_i=б₁ + (0,020,04)(i-1),

б₁ - относительное мертвое пространство 1 ступени сжатия;

б₂ - относительное мертвое пространство 2 ступени сжатия;

Допустимое значение б₁ находится в диапазоне 0,060,15, в данном расчете принимается б₁= 0,07;

б₂ = 0,07+0,03 = 0,1

Расчет объемного коэффициента

с. 35 п. 2.5.2 [1]

л_0i = 1- б_i(- 1),

n_p - показатель условной политропы конечных параметров при расширении газа из мертвого пространства ступени

n_p = 0,975n_сж, n_сж=0,975к

к = 1,4

n_сж = 0,9751,4 = 1,365;

n_p = 0,9751,365 = 1,331;

л₀₁ = 1- 0,07(-1) = 0,882;

л₀₂ = 1- 0,1(-1) = 0,874;

Расчет коэффициента подогрева

с. 35 п. 2.5.3 [1]

л_Тi =(1 - д_T)-C(П_i-1)

Относительные тепловые потери принимаются равными д_T = 0,01; коэффициент, учитывающий способ охлаждения С = 0,02, т.к. способ охлаждения - воздушный

л_Т1 = (1-0,01)-0,02(3,72-1) = 0,9356,

л_Т2 = (1-0,01)-0,02(2,957-1) = 0,9508;

Выбор коэффициента давления

с. 36 п. 2.5.5 [1]

Принимается равным для первой ступени л_р1 = 0,98 и л_р2 = 0,99 для второй ступени.

Оценка статической негерметичности элементов ступени

с. 36 п. 2.5.5 [1]

н_пр=н_кл+н_П - коэффициент протечек, складывающийся из суммарных относительных протечек через закрытые клапаны ступеней (для данного расчета принимаются равными н_кл = 0,02), и относительных протечек через уплотнения поршня (н_П = 0,01)

Тогда: н_пр = 0,02+0,01 = 0,03

Оценка динамической негерметичности ступеней

с. 39 п. 2.5.6 [1]

Суммарный коэффициент перетечек лежит в диапазоне 0,010,025. Для данного расчета принимается равным н_пер = 0,015.

Задание коэффициента влажности

с. 40 п. 2.5.8 [1]

н_вл1 = 0,01 - на 1-й ступени

н_вл2 = 0 - на последующих ступенях

Определение коэффициента подачи ступеней

с. 40 п. 2.5.9 [1]

л_i = [ л_р л_T (л_o- н_пер)]_i-н_прi-н_влi-

Принимаем =0,

л₁ = [ 0,98· 0,9356(0,882-0,015)]-0,03-0,01 = 0,755

л₂ = [ 0,99· 0,9508(0,874-0,015)]-0,03 = 0,779

Определение рабочих объемов цилиндров

с. 41 п. 2.5.11 [1]

V_hi =;

V_h1 == 0,002649 м³,

V_h2 == 0,001475 м³

Определение активной площади поршней

с. 41 п. 2.5.12 [1]

F_ni =,

F_n1 == 0,0353 м²,

F_n2 == 0,0197 м².

Расчет диаметров ступеней с учетом конструкционных особенностей

с. 42 п.2.5.13 [1]

= = = 0,151 м,

= = = 0,113 м

Диаметры цилиндров уточняются согласно основным размерам стандартных поршневых колец (с. 43 табл. 2.4 [1])

Тогда:

= 0,155 м

= 0,115 м

Уточнение активных площадей поршней F:

м²

м²

Уточнение рабочих объемов цилиндров V_h:

V_hiу =

V_h1у == 0,075 = 0,00281 м³;

V_h2у = = 0,075 = 0,00153 м³

Расчет поршневых сил

с. 44 п. 2.5.14 [1]

P_газ = K_nП_б = 1,250000 = 12,5 кН

1-я ступень, 1-й ряд:

ВМТ: -p_нг1(+p_вс p_атм =

= -0,372(+0,1 0,1 =

= -5129 кН 12,5 кН

НМТ: -p_вс(+p_нг1 p_атм =

= -0,1(+0,372 0,1 =

= 5044 кН 12,5 кН

Значения верхней и нижней мертвых точек 3-его ряда будут одинаковы значениям ВМТ и НМТ 1-го ряда.

1-я ступень, 3-й ряд:

ВМТ: -5129 кН 12,5 кН

НМТ: 5044 кН 12,5 кН

2-я ступень, 2-й ряд

ВМТ: -p_нг(+p_нг1 p_атм =

= -1,1(+1,1 0,1 =

= -7643 кН 12,5 кН

НМТ: -p_нг1(+p_нг p_атм =

= -0,372(+1,1 0,1 =

= 7243 кН 12,5 кН

Расчет производительности компрессора

с. 44 п. 2.5.15 [1]

V_k' = л₁· V_h1у·n·z,

V_k'= 0,755·0,00281·1500·2 = 6,355 м³/мин

= 6,355/6 = 1,059

Расчет потребляемой мощности

с. 45 п. 2.6 [1]

N_номi = р_всiV_hiу(л_o,адi-н_перi)(-1)z_цi

л_o,адi - объемный адиабатный коэффициент для i-й ступени сжатия, определяемый для процесса расширения с эквивалентным показателем политропы;

л_o,адi = 1-б_i(-1)

л_o,ад1 = 1-0,07(-1) = 0,891

л_o,ад2 = 1-0,1(-1) = 0,883

N_ном1 = 3,5·0,1·10⁶·0,00281(0,891-0,015)(3,72^0,286-1)·2·= 19591 Вт

N_ном2 = 3,5·0,372·10⁶·0,00153(0,883-0,015)(2,957^0,286-1))·1·=15735 Вт

Относительные потери давления

с. 45 п. 2.6 [1]

При всасывании:

д_всi = 0,3()

д_вс1 = 0,3() = 0,03231

д_вс2 = 0,3() = 0,02464

При нагнетании:

д_нгi = 0,7()

д_нг1 = 0,7() = 0,0754

д_нг2 = 0,7() = 0,0575

Относительные суммарные потери мощности

с. 45 п. 2.6 [1]

ДN_i=,

ДN₁ = 0,286 = 0,089

ДN₂ = 0,286= 0,081

Расчет индикаторной мощности

с. 45 п. 2.6 [1]

N_индi = N_номi(1+ ДN_i),

N_инд1 = 19591(1+0,089) = 21337 Вт

N_инд2 = 15735(1+0,081) = 17010 Вт

N_индк = N_инд1+N_инд2

N_индк = 21337+17010 = 38347 Вт

Расчет мощности компрессора

с. 45 п. 2.6 [1]

N_к =

Для данного расчета механический КПД компрессора принимается равным = 0,93

N_к == 41234 Вт

Расчет мощности двигателя

N_дв = к_р;

Величины к_р, принимаются согласно стр. 66 [1]:

КПД передачи = 0,99; коэффициент резерва мощности к_р = 1,05;

КПД двигателя = 0,95;

N_дв =1,05= 45574 Вт

Расчет изотермического КПД компрессора с. 46 п. 2.6 [1]

з_из =,

N_из =,

N_из = 0,1·10⁶··= 23979 Вт,

з_из = = 0,582

Выбор клапанов

1) Относительные потери в мощности в клапанах по ступеням

с. 46 п. 2.7.1 [1]

ДN_клi = 0,6 ДN_i,

ДN_кл1 = 0,6·0,089 = 0,053

ДN_кл2 = 0,6·0,081 = 0,049

2) Критерий скорости потоков

с. 46 п. 2.7.1 [1]

M_всi =

M_вс1 = = 0,182

М_вс2 == 0,145

3) Эквивалентная площадь

с. 48 п. 2.7.3 [1]

F_ni - уточненная активная площадь поршня одного цилиндра i-й ступени сжатия

z_клi - число клапанов, устанавливаемых в i-й полости

С_n = 2·S_n·n = 2·0,075·1500/60 = 3,75

М =

=

м²

= 0,01038 м²

== 5,665 см²

== 7,546 см²

4) Выбираем клапаны из стандартных по величине эквивалентной площади

1 ступень: ЛУ70-0,4 по 2 шт. на всасывание и нагнетание

2 ступень: ЛУ110-1,0 1 шт., комбинированный

Подбор поршневых колец

с. 53 п. 2.8 [1]

Число колец z_k зависит от перепада давления в ступенях и определяется по с. 55 рис. 2.14 [1]:

Др₁ = (р_нг1-р_вс1) = 0,372-0,1 = 0,272 МПа => z_k=2

Др₂ = (р_нг2-р_вс2) = 1,1-0,372 = 0,728 МПа => z_k=3

10. Смазка элементов компрессора

1) Определение требуемого расхода масла для каждого цилиндра

m_цi' = 2K·р·D_i(S+H_i)n;

К = 2,5·10^-6 - рекомендованный расход масла на единицу смазываемой поверхности цилиндра;

Н_i = z_kih_ki - суммарная высота уплотнительных колец на поршне рассматриваемой ступени;

H₁ = 2·3,5·10^-3 = 0,007 м; H₂ = 3,5·4·10^-3 = 0,014 м;

m_ц1'= 2·2,5·10^-6·3,14·0,155(0,075+0,007)25 = 0,0049 г/с,

m_ц2'= 2·2,5·10^-6·3,14·0,115(0,075+0,014)25 = 0,004 г/с;

2) Расход масла на сальники для нормализованных баз определяется по

с. 59 рис. 2.19 [1]

m_с1' = m_ц2' = 0,01 г/с;

3) Суммарный расход смазки

m_М'=+

z₁ - количество смазываемых цилиндропоршневых групп

z₂ - количество сальниковых уплотнительных узлов

m_М' = (0,01+0,0049+0,01+0,0049+0,01+0,004) = 0,0438 г/с

4) Мощность трения

N_тр = К_щN_к(1-з_мех),

где К_щ= 0,25 - доля суммарной мощности трения, приходящейся на механизм движения

N_тр = 0,25·41234 (1-0,93) = 0,721 кВт;

5) Мощность, отводимая с потоком масла

N_м = б·m_М'·c_m·Дt,

где c_m = 1,9 кДж/кг - теплоемкость смазочных масел, Дt = 12?С - разность температур масла на входе и выходе из системы;

N_м= 0,01·0,0438·1900·12 = 9,98 Вт,

6) Массовый расход в системе

m' = N_тр /б ·c_m·Дt,

m' = 721/(0,01·1900·12) = 3,16 кг/с;

7) Производительность масляного насоса

V_м' = K_p(m'/с_м), где

K_p = 1,1 - коэффициент резерва, с_м=900 кг/м³ - плотность смазочных масел.

V_м' = 1,1 (3,16/900) = 0,00386 м³/с = 3,86 л/с

8) Мощность привода насоса

N_м = с_м'· V'/з_м, где

с_м' = 0,65 МПа, з_м = 0,5 - общий КПД насоса;

N_м= 0,65· 0,00386/0,5 = 0,00502 кВт

11. Изменение производительности компрессора методом дросселирования

Снижение производительности компрессора на 5, 10 и 15% производится в программе «Комдет» методом понижения давления всасывания на первой ступени. Расчёты сведены в таблицу 1.

Таблица 1

Давление всасывания первой ступени, МПа	Массовый расход первой ступени, кг/ч	Производительность, % от номинальной
0,1	510,62	100
0,0948	480,48	95
0,091	457,27	90
0,087	433,76	85

12. Индивидуальное задание

Задание: диаметр цилиндра первой ступени был увеличен до 180 мм

= 155 мм

= 180 мм

Вследствие увеличения диаметра цилиндра возрастает производительность компрессора, что влечет за собой необходимость регулирования промежуточного давления. Регулирование промежуточного давления осуществляется в программе «Комдет».

Произведенные в программе “Комдет” расчеты находятся в приложении 2 и сведены в таблицу 2.

Таблица 2

	= 155 мм	= 180 мм	% увеличения
Промежуточное давление, МПа	0,372	0,484	23,14
Массовый расход первой ступени, кг/ч	510,62	640,36	20,26

Выводы

1. Оптимизация

В результате расчетов получены следующие результаты:

-диаметры цилиндров 155 и 115 мм

-клапаны ЛУ70-0,4 и ЛУ110-1,0

Посадочные диаметры клапанов и диаметры цилиндров остались без изменения. Однако в конструкцию клапанов внесены изменения:

-в клапане ЛУ70-0.4 изменена толщина пластин от 0,6 мм до 0,2 мм, уменьшена высота подъёма центральной точки пластины от 2,7 мм до 1,53 мм.

-в клапане ЛУ110-1.0 изменена толщина пластин от 0,6 мм до 0,5 мм, уменьшена высота подъёма центральной точки пластины от 2,7 мм до 1,18 мм

В результате изменений получена приемлемая диаграмма перемещения пластин, то есть: скорости соударения пластин удовлетворяют требованиям, потери мощности меньше допустимых. Данные о потерях мощности и скоростях соударения приведены в таблице 4, 5, 6.

2. Целесообразность выбора базы 3Ш

По полученной величине производительности компрессора, при нормальных условиях, рекомендованными базами являлись У- и Ш-образная базы. Кроме того, в качестве допустимых предлагались Р, М и др.типы баз.

Поскольку к конструкции проектируемого компрессора не предъявлялось специфических требований, для расчета была выбрана база 3Ш. Выбранные диаметры цилиндров соответствуют размерному ряду данной базы.

Таблица 3

Объемный расход, м3/мин	Массовый расход, кг/ч	Изотермический КПД, %
Ручной расчет	ЭВМ	Ручной расчет	ЭВМ	Ручной расчет	ЭВМ
6,355	7,069	428,04	510,62	0,582	0,737

Таблица 4

Потери мощности, %
1 ступень	2 ступень
Всасывание	Нагнетание	Всасывание	Нагнетание
п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия
4,9	4,6	4,4	3,5	5,7	5,3	5,4	4,2

Таблица 5

Максимальные скорости посадки пластин клапанов в 1-й ступени, м/с
Всасывающего на ограничитель	Всасывающего на седло	Нагнетательного на ограничитель	Нагнетательного на седло
п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия
6,134	5,610	1,278	1,540	7,920	7,651	2,356	1,574

Таблица 6

Максимальные скорости посадки пластин клапанов в 2-й ступени, м/с
Всасывающего на ограничитель	Всасывающего на седло	Нагнетательного на ограничитель	Нагнетательного на седло
п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия	п.прямого действия	п.обратного действия
3,917	3,668	0,785	1,135	6,831	6,882	2,278	1,533

Таким образом, разработанный вариант конструкции компрессора с последующей его оптимизацией представляется работоспособным и удовлетворяющим основным требованиям

Список литературы

1. Прилуцкий И.К., Прилуцкий А.И. Расчёт и проектирование поршневых компрессоров и детандеров на нормализованных базах: Учеб. пособие.-СПб.: СПбГАХПТ, 2010

2. Вагин А.Н., Неспела А.Н. “Теория авиадвигателей”, ч.2,”Воениздат”, 2009г.

3. Ливинский С.И. “Теория авиадвигателей ” изд. “Машиностроение”, 1982г.

4. Маслеников М.М., Шамман Ю.И. “Авиационные газотурбинные двигатели”

Размещено на Allbest.ru