Расчет газового тракта компрессора

Газодинамические потери в тракте компрессора в значительной мере влияют на холодопроизводительность и затраты мощности.

Исходя из допустимых средних скоростей пара в элементах газового тракта [10, табл. 1–3], определяем площади проходных сечений всасывающего и нагнетательного патрубков и клапанов компрессора.

Параметры пара в патрубках и клапанах определяются по режиму Т₀ = 283 К, Т_к = 303 К, Т_вс = 288 К, Т_н = 310 К, соответствующему максимальной объемной производительности компрессора.

В компрессорах типа ПБ применяются кольцевые клапаны.

Проходные сечения в клапанах определяются из условия неразрывности потока:

,

где ω – средняя скорость пара в проходном сечении; f – площадь проходного сечения; F_п – площадь поршня;

м².

Площадь проходного сечения щели всасывающего клапана:

,

принимаем ω_щвк = 30 м/с, тогда f_щвк = 3,65·0,00567/30 = 0,000690 м².

С учетом конструкции клапана (рис. 2.3) принимается d_вн равный диаметру цилиндра d_вн = 0,085 тогда из равенства d_вн = f_щвк/πh [7, с. 110] найдем высоту подъема пластины h:

м.

а) б)

Рис. 2.3. Кольцевой всасывающий клапан:

а) в сборе; б) расположение отверстий в седле клапана

Принимаем h = 0,0025 м, тогда

м²

и

м/с.

Площадь проходного сечения в седле всасывающего клапана:

.

Принимаем ω_свк = 22 м/с, тогда f_свк = 3,65·0,00567/22 = 0,00094 м².

Диаметр отверстий в седле определяем из равенства [7, с. 111]:

.

Принимаем количество отверстий n = 20, тогда

м.

Принимаем d_отв = 0,008 м, тогда f_свк = 3,65·0,0082·20/4 = 0,001 м² и

ω_свк = c_mF_п/f_свк = 3,65·0,00567/0,001 = 20,6 м/с.

При проектировании клапанов считают необходимым выдерживать условие:

> 0,25,

где М_кл – критерий скорости потока в клапане и равен

,

где С_кл – условная постоянная скорость в клапане, С_зв – скорость звука в рабочем теле;

,

где Ф – эквивалентная площадь клапана

,

где α_щ – коэффициент расхода клапана.

,

где ξ – коэффициент местного сопротивления. У кольцевых клапанов ξ ≈ 2 [10, с. 18].

Скорость звука:

,

где k – показатель адиабаты; для R – 404А: k = 1,195; R – газовая постоянная; для R – 404А: R = 0,145 Дж/(кг К).

Проверяем клапан по критерию скорости потока во всасывающем клапане:

< 0,25; ;

; ;

; ;

м²; м/с;

м/с.

.

Проектируемый клапан удовлетворяет рекомендуемым значениям М_кл.

Гидравлические потери в кольцевом всасывающем клапане:

,

где ρ_вс – плотность всасываемого газа.

МПа.

Площадь проходного сечения щели нагнетательного клапана (рис. 2.4):

_.

Принимаем ω_щнк = 35 м/с, тогда f_щвк = 3,65·0,00567/35 = 0,000647 м².

Рис. 2.4. Кольцевой нагнетательный клапан

С учетом конструкции нагнетательного клапана принимается d_ср = 0,064 м, тогда из равенства d_ср = f_щнк/2πh [7, с.112], найдем высоту подъема пластины h:

м.

Принимаем h = 0,0016 м, тогда f_щнк = 2πd_срh = 6,28·0,064·0,0016 = 0,000643 м²

и

м/с.

Площадь проходного сечения в седле нагнетательного клапана:

.

Принимаем ω_снк = 27 м/с, тогда f_снк =3,65·0,00567/27 = 0,000767 м².

Ширина кольцевого канала в седле нагнетательного клапана (рис. 2.4) [7, с. 112]:

; .

Принимаем m = 0,004 м, тогда

м² и

м/с.

Проверяем клапан по критерию скорости потока в нагнетательном клапане:

< 0,25; ;

; ;

; ;

м²; м/с;

м/с.

.

Проектируемый клапан удовлетворяет рекомендуемым значениям М_кл.

Гидравлические потери в кольцевом нагнетательном клапане:

; МПа.

Диаметр всасывающего патрубка компрессора:

Принимаем ω_вс = 18 м/с, тогда м.

Принимаем D_вс = 0,07 м, тогда м/с.

Гидравлические потери во всасывающем вентиле:

МПа,

где ξ – принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля [2, 7, 10].

Диаметр нагнетательного патрубка компрессора:

.

Принимаем ω_н = 22 м/с, тогда м.

Принимаем D_н = 0,05 м, тогда

м/с.

Гидравлические потери в нагнетательном вентиле:

МПа,

где ξ – принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля [2, 7, 10].