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

1.1 Описание конструкции компрессора

1.2  Назначение сальника  и его значимость в составе и работе компрессора

1.3 Технические характеристики компрессора АУ-200

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

2.1 Тепловой 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

3.1 Определение 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 ⁰С, окружающего воздуха от - 40 до 85 ⁰С. 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 ^оС – температура кипения

t_w1 = + 35 ^оС – температура воды на входе в конденсатор.

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

t_k = t_w1 + 5 ^оС = 35 +4 = 39 ^оС.

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 ^оС – температура кипения

t_k = +30 ^оС – 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 ^оС и t_к  =+30 ^оС) [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 ^оС – температура кипения

t_k = +39 ^оС – 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] ^оС

                                         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

Основные параметры ХМ  при разных температурах кипения

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-I в 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_ih_эдh_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_ih_эдh_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

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:

                                                         h_e=et_e                                                                           (18)

                                                    t_e=(T_o-T_o/с)/T_o                                                                         (19)
Результаты расчетов сведены в таблицу 4

                                                                                                                   Таблица №4

Значения эксергетического К.П.Д. при разных температурах кипения t0 Т tэ 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.