Термодинамический расчёт двухступенчатого компрессора. Выбор двигателя, определение размеров поршней и цилиндров, частоты вращения коленчатого вала, действующих сил и сил инерции от вращательных и поступательно движущихся масс и их уравновешивание.
2.3 Определение секундных объемов, описываемых поршнями первой и второй ступени где - заданная массовая производительность компрессора; - плотность воздуха перед второй ступенью; - коэффициент производительности второй ступени (). Тогда объем, описываемый поршнем первой ступени, может быть найден по формуле где - плотность воздуха перед первой ступенью; - коэффициент производительности первой ступени ()). Найдем действительное распределение давления по ступеням, оно находиться по формуле: где и относительные потери на всасывании и нагнетании, отсюда следует, что действительное распределение давления равно, Далее находим величину Определим коэффициент для первой и второй ступеней: Относительная доля потери производительности, вызываемая конденсацией водяных паров в холодильнике после I-й ступени, определяется по формуле где - относительная влажность воздуха при условиях всасывания; Индикаторная мощность компрессора определяется по формуле: где z - число ступеней; - индикаторная мощность i-ой ступени, которая определяется из уравнения где Рні - давление на всасывании в ступень; - секундная теоретическая производительность ступени; аі - относительная величина мертвого пространства ступени; - отношение давлений в цилиндре.В процессе выполнения задания был спроектирован воздушный поршневой компрессор 2ВУ-10/12 предназначенный для снабжения сжатым воздухом некоторого пневматического устройства или оборудования в различных отраслях промышленности.
Введение
Согласно техническому заданию курсовая работа направлена на получение навыков проектирования компрессоров объемного действия - поршневого компрессора с данными техническими параметрами. Курсовая работа, а именно проектирование включает в себя определение всех необходимых термодинамических параметров, расчет размеров и выбор конструкции деталей проектируемого узла, действующих сил и сил инерции от вращательных и поступательно движущихся масс и их уравновешивание.
Проектирование компрессора производится по методу унификации. Данный метод стандартизации представляет собой эффективный метод создания на базе исходной модели ряда производных компрессоров с различными производительностью и давлением, обеспечивая сокращение сроков проектирования и освоения новых компрессоров за счет применение готовых узлов и применение наиболее прогрессивных технологических процессов. В нашем случае данная унификация (конвектирование) выполняется относительно поршневого компрессора марки 2ВУ-10/12 (двухступенчатый поршневой двухрядный угловой бескрейцкопфный компрессор с производительностью 10 м3/мин и отношением давления равным 12).
1. Выбор схемы компрессора
Согласно техническому заданию, проектируемый компрессор является энергетической машиной с малой объемной производительностью, поэтому данный вид должен обладать простотой конструкции и лучшими массогабаритными характеристиками, а так же быть достаточно уравновешенным с помощью противовесов. В связи с чем дальнейший расчет будет производиться относительно угловой бескрейцкопфной схемы компрессора (см. рис. 1.1), т. к. данный тип не содержит дополнительных элементов (шток, крейцкопф), довольно хорошо уравновешивается с помощью противовесов и обеспечивает компактность всей конструкции (позволяет располагать холодильную камеру в развале цилиндров, обеспечивая экономию места и простоту сборки), обладает малыми газодинамическими сопротивлениями межступенчатой коммуникации.
2.1 Определение необходимого числа ступеней сжатия в компрессоре
Общее отношение давлений в компрессоре
На основании статистических данных по уже выполненным компрессорам (см. [1], стр. 92, рис. 3.5) определяем, что оптимальное число ступеней равно двум. К такому же результату можно прийти, задаваясь отношением давлений в одной ступени, которое обычно лежит в пределах от 3 до 5. Назначая , найдем число ступеней
Ближайшее целое значение ступеней .
2.2 Распределение давления по ступеням сжатия
Вычислив отношение давлений в ступенях по формуле для теоретического процесса, мы не внесем большой погрешности на индикаторную работу компрессора. Это касается компрессоров простого исполнения. Таким образом, отношение давлений в ступенях
2.3 Определение секундных объемов, описываемых поршнями первой и второй ступени где - заданная массовая производительность компрессора; - плотность воздуха перед второй ступенью; - коэффициент производительности второй ступени ( ).
Массовая производительность первой ступени в нашем случае должна быть больше таковой второй ступени только на величину конденсации водяных паров в межступенчатой коммуникации. Тогда объем, описываемый поршнем первой ступени, может быть найден по формуле где - плотность воздуха перед первой ступенью; - коэффициент производительности первой ступени ( )).
Определим составляющие коэффициента производительности для i-й ступени где - объемный коэффициент; - относительная величина мертвого пространства; - показатель политропы расширения.
Показатель политропы расширения находится из формулы здесь - показатель политропы сжатия, который для машин с водяным охлаждением цилиндров находится по приближенной формуле где k - показатель адиабаты.
Величина находится из уравнения где - коэффициент, значения которого изменяются от 0,92 до 1. Для нашего случая выбираем , тогда
Принимая , получим
Найдем действительное распределение давления по ступеням, оно находиться по формуле:
где и относительные потери на всасывании и нагнетании, отсюда следует, что действительное распределение давления равно,
Далее находим величину
Коэффициент давления учитывает влияние газодинамических сопротивлений линии всасывания на производительность ступени. Для компрессоров с самодействующими клапанами он находится по формуле где - относительные потери при всасывании.
Для определения коэффициента подогрева , используем известную формулу принимаем , принимаем . Определим коэффициент для первой и второй ступеней:
Относительная доля потери производительности, вызываемая конденсацией водяных паров в холодильнике после I-й ступени, определяется по формуле где - относительная влажность воздуха при условиях всасывания;
- давление насыщенных паров при температуре всасывания в первую ступень ;, Па; =0,1 - давление воздуха, всасываемого в первую ступень, МПА; и - универсальные газовые постоянные сжимаемого воздуха и водяного пара соответственно, КДЖ/кг•К. Таким образом, получаем
Теперь, имея все составляющие коэффициента производительности, определяем значения самих коэффициентов:
Плотность воздуха , кг/м3, перед всасывающим патрубком I-й ступени определяем по формуле
Плотность перед всасывающим патрубком II-й ступени определяется по формуле
Здесь - давление на всасывании во II-ю ступень: - температура на всасывании во II-ю ступень:
где - температура охлаждающей воды; - температура недоохлаждения газа после холодильника I-й ступени. Таким образом, получаем
Расчетная массовая производительность компрессора определяется по формуле
Теперь, имея все необходимые составляющие для определения объемов, описываемых поршнями, найдем эти объемы, м3/с:
2.4 Определение активной площади поршней
Активная площадь поршня ступени с номером i находится из уравнения где - секундный объем, описываемый поршнем этой ступени, м3/с;
- средняя скорость поршня, м/с. Получим:
2.5 Определение предварительных значений диаметров цилиндров
В ступенях одностороннего действия без штока, диаметры цилиндра находятся по формуле
2.6 Определение частоты вращения коленчатого вала компрессора
Частота вращения коленчатого вала n, об/мин, определяется по формуле:
где S - ход поршня [обычно выбирается в пределах (0,3?0,7)· ].
Таким образом, ход поршня находится в интервале м. Выбираем величину хода из стандартного размерного ряда S = 0,16 м. Тогда
Выбираем для рассчитываемого компрессора электродвигатель, с учетом скольжения s, с частотой вращения =735 об/мин. При приводе от электродвигателя необходимо путем варьирования S и получить частоты, соответствующие стандартным частотам вращения роторов электродвигателя.
Скорректируем диаметры цилиндров с учетом полученной средней скорости поршня:
Полученные диаметры цилиндров необходимо округлить до номинальных диаметров поршневых колец [1,355 с.]. Тогда , .
2.7 Определение индикаторной мощности компрессора
Индикаторная мощность компрессора определяется по формуле:
где z - число ступеней; - индикаторная мощность i-ой ступени, которая определяется из уравнения где Рні - давление на всасывании в ступень; - секундная теоретическая производительность ступени; аі - относительная величина мертвого пространства ступени; - отношение давлений в цилиндре.
Определим все величины, входящие в выражение для индикаторной мощности ступеней.
Значения величин АСІ и API определяем по формулам:
Подставим все известные величины в формулы для определения индикаторной мощности ступеней:
Индикаторная мощность компрессора определяется по формуле:
2.8 Определение мощности, потребляемой компрессором
Мощность, потребляемая компрессором, определяется из уравнения:
где - механический коэффициент полезного действия компрессора, которым задаются, используя статистические данные близких по параметрам машин. Принимая :
где NИЗ - изотермная мощность компрессора, вычисляемая по формуле:
тогда
2.10 Выбор двигателя
В тех случаях, когда компрессор не комплектуется специальным фланцевым электродвигателем и его привод осуществляется через муфту или иным образом, то, зная номинальную мощность компрессора и скорость вращения вала (n), двигатель необходимо подобрать по каталогам. Учитывая возможность перегрузки компрессора в работе мощность двигателя выбирают несколько большей. Для компрессоров малой производительности запас мощности обычно выбирается в пределах 15-25%
Согласно указанному, приводом проектируемого компрессора выбираем асинхронный электродвигатель серии АМУ .
Таблица 1.1 Асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором, предназначенный для общепромышленного применения, климатические исполнения У2, Т2 по ГОСТ 15150
Тип двигателя При номинальной нarpузке
Синхронная частота вращения 1000 об/мин
1 2 3 4 5
4АМУ280S4 75 750 93,5 0.9
3. Динамический расчет компрессора
3.1 Определение и уравновешивание сил инерции
При работе компрессора наблюдается возникновение сил инерции. При этом различают силы, возникающие под действием возвратно-поступательно движущихся масс (частей), приведенных к поршневому пальцу ( ) и под действием вращающихся масс, приведенных к шейке коленчатого вала ( ).
Сила инерции возвратно-поступательно движущихся частей определяется по формуле:
где - приведенная длина, равная отношению радиуса кривошипа к длине шатуна; ? - угловая скорость, 1/с; r - расстояние до места приложения силы (радиус кривошипа), м; ? - угол наклона кривошипа (в расчетах: ?=0° соответствует верхней мертвой точке, в пределах одного рассматриваемого ряда), градус.
Сила инерции вращающихся частей, направленная всегда вдоль по кривошипу:
Примем значение равное (0,2-0,3), в соответствии с конструкцией. определяем радиус кривошипа, зная ход поршня S=160 мм: ,
таким образом: Значение длины шатуна:
Выбираем l=300 мм.
Тогда Определяем угловую скорость:
Следующим этапом определения сил инерции является нахождение инерционных масс.
Рассмотрим механизм движения компрессора - коленчатый вал, шатун, поршень. Из них поршень, совершает только возвратно-поступательное движение, коленчатый вал - вращательное, шатун - сложное движение, которое рассматривается как результат сложения двух движений: возвратно-поступательного вместе с поршнем и вращательного вместе с коленчатым валом. В связи с этим массу шатуна разбиваем на две части:
Масса возвратно-поступательно движущихся частей:
где - масса поршня, кг.
Масса вращающихся частей: , где - масса вращающихся частей коленчатого вала, кг.
Для более удобного и лучшего уравновешивания необходимо сначала обеспечить равенство масс возвратно-поступательно движущихся частей двух рядов в пределах шейки вала. Оно осуществляется изготовлением подобных деталей и узлов из материалов различной плотности, а так же конструктивным методом.
При расчете масс от вращающихся частей необходимо учесть массу шатунов ( ) от двух рядов в пределах рассматриваемой шейки вала.
Определение составляющих инерционных масс осуществляют путем вычисления объема соответствующих частей по заранее выполненным чертежам и умножения его на плотность применяемого материала.
Подсчет масс деталей проводился с помощью САПР «Компас-3D» V13.
Таким образом, инерционные массы движущихся частей:
Сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс первого и второго порядка определяется по формуле:
При одинаковых массах первой и второй ступеней выражения упрощаются:
Сила инерции вращательно движущихся масс определяется по формуле:
Таким образом, по формулам получаем:
Уравновешивание компрессора
Надо отметить, что V - образные компрессора с углом развала 90° являются практически уравновешенными. При равенстве масс в рядах, суммарная сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс первого порядка и суммарная сила инерции вращательно движущихся масс легко уравновешивается с помощью противовесов.
Масса противовеса находится по формуле:
3.2 Расчет маховика
Процесс работы компрессора сопровождается действием газовых сил (со стороны крышки (Рг) и со стороны вала (Рв) - картерная сила, характеризуется действием атмосферного давления (Ратм)), сил трения (Ртр) и суммарной силой инерции (IS), характеризующие значение суммарной силы - поршневая сила (Рпр), составляющие которой оказывают влияние на целостность всех деталей узла.
Значения составляющих суммарной силы непостоянны и зависят от вращения вала. Составляющие Р: сила действующая вдоль шатуна (Рш) и сила действующая нормально к оси ряда (N), которая раскладывается на тангенциальную силу (Рт), действующую перпендикулярно оси кривошипа, и на силу направленную по кривошипу (Pr) (см. рис. 3.6).
Дальнейшие вычисления будут производиться отдельно для каждого ряда (первый ряд - первая ступень, второй ряд - вторая ступень) в пределах одной шейки вала (для второй шейки вала значения сил будут идентичны рассчитанным в первой).
Рис 3.6. Схема действия сил
3.2.1 Построение индикаторных диаграмм
При построении индикаторных диаграмм используются следующие данные:
Схематизированные индикаторные диаграммы строятся в координатах усилие - ход поршня. Сначала на диаграммы наносятся средние усилия всасывания Рг вс нагнетания Рг наг.
Для первой ступени:
Для второй ступени:
Первая ступень: Линия сжатия строят в соответствии с уравнением политропы сжатия:
где , - координаты точки, соответствующей началу сжатия; , - текущие координаты.
Линия расширения:
где , - координаты точки, соответствующей началу сжатия; , - текущие координаты.
Вторая ступень: Линия сжатия:
где , - координаты точки, соответствующей началу сжатия; , - текущие координаты.
Линия расширения:
где , - координаты точки, соответствующей началу сжатия; , - текущие координаты.
Для построения диаграмм необходимо также найти поправку Брикса:
Результаты расчета политроп сжатия и расширения сведены в таблицу 3.1 и 3.2.
Таблица 3.1
1 ст сжат 1,33 расш 1,3034
Ргвс S Ргнаг S
10,2125 0,168 39,47344 0,008
12 0,148813 39 0,008074
15 0,125828 36 0,008586
18 0,109709 33 0,009179
21 0,097702 30 0,009875
24 0,088369 27 0,010706
27 0,08088 24 0,011719
30 0,07472 21 0,012983
33 0,069553 18 0,014613
36 0,065148 15 0,016807
39 0,061343 12 0,019945
39,47344 0,060789 10,2125 0,022573
Таблица 3.2
2 ст 1,345 1,3181
Ргвс S Ргнаг S
9,976613 0,1696 37,872 0,0096
12 0,147842 36 0,009976
15 0,125241 33 0,010657
18 0,109364 30 0,011456
21 0,097522 27 0,01241
24 0,088305 24 0,01357
27 0,080901 21 0,015016
30 0,074805 18 0,016879
33 0,069688 15 0,019383
36 0,065322 12 0,022959
37,872 0,062906 9,976613 0,026412
Для проверки правильности построения индикаторных диаграмм определим графическим путем индикаторную мощность ступеней и сравним ее с индикаторной мощностью, полученной в результате термодинамического расчета.
Подсчет площади индикаторной диаграммы проводился с помощью САПР «Компас-3D» V13.
где - среднеиндикаторная поршневая сила в ступени, КН, которая находится с помощью планиметрирования индикаторных диаграмм полостей соответствующей ступени; S-ход поршня, мм; - частота вращения вала компрессора, об/с.
где - масштабный коэффициент поршневой силы, КН/мм; f-площадь индикаторной диаграммы одной полости цилиндра, .
Индикаторная мощность компрессора:
При выполнении термодинамического расчета были получены:
где - погрешность измерения
Результаты хорошо согласуются, следовательно, построение индикаторных диаграмм выполнено правильно.
Рис 3.7. Индикаторная диаграмма 1 ступени.
Рис 3.7. Индикаторная диаграмма 2 ступени.
3.2.2 Построение силовых диаграмм
Выполним построение диаграмм поршневых сил. По оси ординат будем откладывать усилия вдоль оси ряда Р, а по оси абсцисс - угол поворота коленчатого вала ?. На диаграмму наносим ранее определенные усилия Рг, инерции возвратно- поступательно движущихся масс Іпс, силы трения в цилиндрово-поршневой группе .
На основании выше сказанного запишем:
Значение силы инерции возвратно- поступательно движущихся масс для одного ряда (т. к. значения сил определяются для каждого ряда отдельно, однако данные силы одинаковы для всех рядов) определяется по формуле:
Силы трения в рядах полагают постоянными по модулю и меняющими знак в мертвых точках. Для их расчета воспользуемся следующей формулой:
где Ni - индикаторная мощность соответствующего ряда.
Принимая ?мех=0,92, определим значения сил трения, Н:
Тогда, с учетом направления действующих сил (газовые силы со стороны крышки - отрицательные) суммарная поршневая сила равна:
Следующим этапом является определение составляющих суммарной поршневой силы по соответствующим формулам.
Усилие по шатуну определяется по формуле:
где ? - угол между осями цилиндра и шатуна определяется по формуле:
Тогда:
Нормальная сила, действующая на стенки цилиндра:
Тангенциальные усилия на кривошип:
Радиальные усилия на кривошип:
Усилие на коленчатый вал:
где Івр - центробежная сила от вращающейся части шатуна.
.
Результаты расчетов для первой и второй ступеней относительно угла поворота кривошипа сведены в таблицы 3.1 и 3.2
3.2.3 Построение диаграммы суммарного противодействующего момента
В рабочих полостях компрессора происходит изменение давления газа и, следовательно, сил, действующих на поршни со стороны газа, при вращении вала. Переменным в этом случае будут также силы инерции и силы трения поршней о стенки цилиндров, вызывая противодействующий момент на валу компрессора, изменяя угловую скорость вращения вала.
Вследствие того, что приводом поршневого компрессора, как правило, служит электродвигатель, то изза неравномерности скорости вращения вала возникают нежелательные пульсации потребляемого тока. Неравномерность вращения вала может быть уменьшена с помощью маховика, накапливающего энергию при избытке приложенного момента и возвращающего ее при его недостатке.
Расчет маховика выполняется по кривой противодействующего момента. Данная кривая рассчитывается согласно следующей зависимости для каждого ряда отдельно:
После построения диаграмм моментов проводят их суммирование, смещая диаграммы относительно друг друга в соответствии углами развала цилиндров (в нашем случае он равен 270 градусов), и строим кривую суммарного момента путем алгебраического сложения соответствующих ординат (см. рис. 3.12). Для завершения построения кривой противодействующего момента учитывают момент сил трения вращательного движения
Учет момента производится смещением оси абсцисс вниз на соответствующую величину.
Определим средний момент: Рис. 3.13. Диаграмма суммарного противодействующего момента совместно с векторной диаграммой противодействующего момента.
По диаграмме суммарного противодействующего момента определяем значение среднего момента (Мср) и наносим на диаграмму . Эта величина пропорциональна потребляемой мощности компрессора:
где - погрешность измерения
Из термодинамического расчета . Видно, что графическое построение выполнено достаточно точно.
Требуемый момент инерции маховика:
Видно, что функцию маховика может выполнять соединяющая упругая втулочно-пальцевая муфта 500-45-1У3 ГОСТ 21424 - 93.
4. Расчет клапанов
Задачей данного раздела является расчет клапанов проектируемого компрессора. Расчет производится по программе, разработанной на кафедре КВИХТ.
Рис. 4.1. Схема исполнения комбинированных полосовых клапанов.
4.1 Расчет первой ступени компрессора
КОМПРЕССОР: Ступень: 1
Диаметр поршня рассчитываемой рабочей камеры, мм: 370
Ход поршня, мм: 160
Длина шатуна, мм: 300
Скорость вращения вала, об/мин: 735
Мертвое пространство рассчитываемой рабочей камеры, %: 5
Объем камеры всасывания, литр: 8,602
Поверхность камеры всасывания, кв.дцм: 5,376
Объем камеры нагнетания, литр: 8,602
Поверхность камеры нагнетания, кв.дцм: 5,376
Площадь патрубка на входе в камеру всасывания, мм2: 12000
Коэффициент расхода всасывающего патрубка: 0,63
Площадь патрубка на выходе камеры нагнетания, мм2: 12000
Экв. зазор поршень-цилиндр между камерами 3-6, мм: 0,02
Длина пути газа в зазоре между 3-6(толщина кольца), мм: 15
ГАЗ: Газовая постоянная, Дж/кг*K: 287,2
Показатель адиабаты: 1,4
Динамическая вязкость газа, Н*с/м2: 1,8E-05
Давление всасывания, МПА: 0,346
Температура всасывания, K: 308
Давление нагнетания, МПА: 1,2
Давление в картере, МПА: 0,1
Температура газа в картере, K: 290
ВСАСЫВАЮЩИЙ КЛАПАН: Приведенная масса движущихся частей, г: 1,7663
Жесткость упругих элементов, Н/м: 450
Предварительное поджатие, мм: 0
Максимальное проходное сечение, мм2: 5529,3
Максимальная высота хода клапана,мм: 4
Коэффициент расхода: 0,7
Площадь пластины, мм2: 900
Коэффициент давления: 1,2
Коэффициент демпфирования eta0: 18
Коэффициент демпфирования aeta0: 3,5
Коэффициент демпфирования xeta0: 1,5
Коэффициент отскока на ограничителе: 0,17
Коэффициент отскока на седле: 0,17
Уплотняемый периметр, мм: 200
Ширина уплотняемой кромки, мм: 2
Условный зазор, мм: 0,02
Количество клапанов: 1
НАГНЕТАТЕЛЬНЫЙ КЛАПАН: Приведенная масса движущихся частей, г: 1,7663
Жесткость упругих элементов, Н/м: 450
Предварительное поджатие, мм: 0
Максимальное проходное сечение, мм2: 5529,3
Максимальная высота хода клапана, мм: 4
Коэффициент расхода: 0,7
Площадь пластины, мм2: 900
Коэффициент давления: 1,2
Коэффициент демпфирования eta0: 18
Коэффициент демпфирования aeta0: 3,5
Коэффициент демпфирования xeta0: 1,5
Коэффициент отскока на ограничителе: 0,17
Коэффициент отскока на седле: 0,17
Уплотняемый периметр, мм: 200
Ширина уплотняемой кромки, мм: 2
Условный зазор, мм: 0,02
Количество клапанов: 1
ТЕПЛООБМЕН: Температура стенок камеры всасывания, С: 65,79999
Температура стенок рабочей камеры, С: 94
Температура стенок камеры нагнетания, С: 72,20001
Коэффициент теплоотдачи в камере всасывания, Дж/м2/град: 200
Коэффициент теплоотдачи в рабочей камере, Дж/м2/град: 600
Коэффициент теплоотдачи в камере нагнетания, Дж/м2/град: 400
Результаты расчета
ОСНОВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ РАБОТЫ СТУПЕНИ КОМПРЕССОРА: Индикаторная мощность, КВТ: 29,774
Изотермический индикаторный КПД: 0,744
Производительность, м3/мин: 3,088
Производительность, Нм3/час: 621,648
Коэффициент производительности: 0,836
ПОКАЗАТЕЛИ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В КАМЕРАХ: Показатель политропы расширения (n расш): 1,397
Показатель политропы сжатия (n сж): 1,409
Максимальное давление в камере 2, МПА: 0,346
Максимальное давление в камере 3, МПА: 1,259
Максимальное давление в камере 4, МПА: 1,223
Минимальное давление в камере 2, МПА: 0,34
Минимальное давление в камере 3, МПА: 0,318
Минимальное давление в камере 4, МПА: 0,346
Максимальная температура в камере 2, С: 38,8
Максимальная температура в камере 3, С: 192,1
Максимальная температура в камере 4, С: 173,5
Минимальная температура в камере 2, С: 36
Минимальная температура в камере 3, С: 31,3
Минимальная температура в камере 4, С: 163,8
Температура всасывания, С: 35
Температура нагнетания, С: 166,4
СКОРОСТИ ГАЗА: Число Маха во всасывающем клапане: 0,0904
Число Маха в нагнетательном клапане: 0,0757
Средняя скорость во всасывающем клапане: 37,13
Средняя скорость в нагнетательном клапане: 35,37
Максимальная скорость во всасывающем клапане: 84,3
Максимальная скорость в нагнетательном клапане: 78,07
Средняя скорость в коммуникациях всасывания: 15,05
Средняя скорость в коммуникациях нагнетания: 8,83
Максимальная скорость в коммуникациях всасывания: 55,59
Максимальная скорость в коммуникациях нагнетания: 69,64
УГЛЫ В ГРАДУСАХ (ВМТ =0 град.): открытие всасывающего клапана: 34 открытие нагнетательного клапана: 292 закрытие всасывающего клапана: 186 закрытие нагнетательного клапана: 10 угол закрытия на всасывание(Dp=0): 176 длительность работы всасывающего клапана: 152 длительность работы нагнетательного клапана: 78
ПОТЕРИ: Общая теряемая мощность на всасывании, КВТ: 0,43
Общая теряемая мощность на нагнетании, КВТ: 0,39
Общая теряемая мощность на всасывании в процентах к индикаторной, %: 1,44
Общая теряемая мощность на нагнетании в процентах к индикаторной ,%: 1,31
Мощность, теряемая в клапане всасывания, КВТ: 0,2
Мощность теряемая в клапане нагнетания, КВТ: 0,17
Мощность, теряемая в клапане всасывания в процентах к общей мощности, %: 0,67
Мощность теряемая в клапане нагнетания в процентах к общей мощности, %: 0,56
Мощность, теряемая в коммуникациях всасывания, КВТ: 0,23
Мощность теряемая в коммуникациях нагнетания, КВТ: 0,22
Мощность, теряемая в коммуникациях всасывания в процентах к общей мощности, %: 0,78
Мощность теряемая в коммуникациях нагнетания в процентах к общей мощности, %: 0,74
Средние потери давления на всасывании, Па: 6150,53
Средние потери давления на нагнетании, Па: 13363,53
Относительные потери давления на всасывании, %: 1,78
Относительные потери давления на нагнетании, %: 1,11
ДИНАМИКА: Сила пружины в открытом клапане всасывания, H: 1,8
Сила пружины в открытом клапане нагнетания, Н: 1,8
Сила пружины в закрытом клапане всасывания, H: 0
Сила пружины в закрытом клапане нагнетания, Н: 0
Приведенное усили
Вывод
В процессе выполнения задания был спроектирован воздушный поршневой компрессор 2ВУ-10/12 предназначенный для снабжения сжатым воздухом некоторого пневматического устройства или оборудования в различных отраслях промышленности. Компрессор представляет собой двухступенчатую бескрейцкопфную энергетическую машину с угловым расположением цилиндров.
Машина сжимает воздух с атмосферного давления до 1,2 МПА, а промежутке между ступенями воздух охлаждается в водяном промежуточном газоохладителе.
