Разработка W-образного поршневого компрессора производительностью 7 м3/мин и давлением нагнетания 9 кгс/см2

ПК W16-03 00.00.00 ПЗ.docx

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
«Московский государственный технический университет
(национальный исследовательский университет)»
(МГТУ им. Н.Э. Баумана)
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
Разработка W-образного поршневого компрессора производительностью 7 м3мин и давлением нагнетания 9 кгссм2
ПК W16-03 00.00.00 ПЗ
Студент Э5-71 09.12.2020 Терентьев Ю. А.
(Группа) (Подпись дата) (И.О.Фамилия)
(Подпись дата) (И.О.Фамилия)
«Московский государственный технический университет имени Н.Э. Баумана
Заведующий кафедрой Э5
Доктор технических наук профессор Чернышев А.В.
на выполнение курсового проекта
по дисциплине Поршневые компрессоры
Студент группы Э5-71
Терентьев Юрий Александрович
(Фамилия имя отчество)
Тема курсового проекта: Разработка W-образного поршневого компрессора производительностью 7 м3мин и давлением нагнетания 9 кгссм2.
Направленность КП (учебный исследовательский практический производственный др.)
График выполнения проекта: 25% к 3 нед. 50% к 9 нед. 75% к 12 нед. 100% к 15 нед.
Задание Спроектировать поршневой компрессор с производительностью 7 м3мин и давлением нагнетания 9 кгссм2.
Оформление курсового проекта:
Расчетно-пояснительная записка на 105 листах формата А4.
Перечень графического (иллюстративного) материала (чертежи плакаты слайды и т.п.):
сборочных чертежа формата А1 3 чертежа формата А1 11 слайдов презентации.
Дата выдачи задания « 8 » сентября 2020 г.
Студент 09.12.2020 Терентьев Ю. А.
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА4
ОПИСАНИЕ КОМПРЕССОРА5
1 Распределение повышения давления по ступеням8
2 Определение коэффициента подачи11
3 Определение основных размеров и параметров ступеней12
4 Определение температуры нагнетания15
5 Выбор клапанов по пропускной способности16
5 Определение мощности привода компрессора17
Динамический расчёт19
1 Построение схематизированных диаграмм19
2 Силы действующие в механизме движения20
1.Силы действующие на элементы механизма движения25
3 Определение необходимого махового момента маховика27
Проектирование и расчеты на прочность35
1 Проектирование поршня35
2 Расчет поршневого пальца35
3 Расчет толщины днищ поршней37
4 Расчет удельного давления на боковую поверхность поршня38
5 Расчет бобышки под поршневой палец39
6 Проектирование шатуна40
6.1 Расчёт шатунных болтов на прочность41
6.2 Расчёт шатунных подшипников42
7 Проектирование коленчатого вала43
8 Расчет коренных подшипников47
9 Расчёт цилиндров48
9 Шпильки крепящие цилиндры к картеру49
10 Расчет шпилек стягивающих клапанные доски и крышки цилиндров50
11 Расчет болтов противовеса51
12 Расчет упругих элементов муфты51
12.1 Расчет пальца муфты52
12.2 Расчет шпоночного соединения52
Программное обеспечение54
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
Тип бескрейцкопфный W-образный
Сжимаемый газ .. воздух
Производительность м3мин (лс) 7 (1166)
Температура всасывания; недоохлаждение между ступенями К 298; 15
Давление всасывания МПа (мм. рт. ст.) . .. 0099 (740)
Давление нагнетания МПа (кгссм2) .. 0883 (9)
Число ступеней сжатия 2
Диаметры цилиндров мм:
Первой ступени . 220
Второй ступени . 190
Номинальная частота вращения вала компрессора обмин (1с) . .. . 985 ( 164)
Мощность потребляемая на валу компрессора кВт . 4411
Смазка цилиндров и механизмов движения- разбрызгиванием
Масло компрессорное К-12 по ГОСТ 1861-73
Количество масла заливаемого в картер л 10
Охлаждение воздушное
Внутренний диаметр воздухопровода мм:
Всасывающего .. . 104
Нагнетательного . . .. 94
Привод- от электродвигателя через упруго-пальцевую муфту
Тип- асинхронный трёхфазного тока с короткозамкнутым ротором
Номинальная частота вращения обмин . . 985
ОПИСАНИЕ КОМПРЕССОРА
Воздушный поршневой компрессор W16-03 предназначен для стационарных компрессорных установок снабжающих сжатым воздухом пневматические инструменты и оборудование в различных отраслях промышленности.
Компрессор W16-03 (рис. 2.1)- двухступенчатая бескрейцкопфная W-образная машина с воздушным охлаждением цилиндров и водяным охлаждением промежуточного холодильника. Угол развала цилиндров 60°.
Атмосферный воздух поступает через фильтр в двух цилиндрах 1 ступени сжимается до избыточного давления нагнетания 0220 МПа подается для охлаждения в межступенчатый холодильник и далее в цилиндр 2-ой ступени где сжимается до конечного избыточного давления 0807 МПа. Из компрессора воздух подается в воздухосборник.
Рисунок-2.1 Воздушный компрессор W16-03
Картер- литой чугунный выполнен в виде закрытой коробки (см. рис. 2.1). К трём наклонным привалочным плоскостям картера крепятся цилиндры компрессора. В передней торцевой стенке картера непосредственно в расточке устанавливается крышка которая крепится в расточке торцевой передней стенки. В крышку устанавливают подшипник коленчатого вала. Задний коренной подшипник устанавливается в расточке задней торцевой стенки.
В верхней части картера устанавливаются рым- болты и сапун (см. рис.2.1). На задней торцевой стенке устанавливается жезловый маслоуказатель и сливная пробка для контроля уровня масла в картере а также для ее слива соответственно. Так же на стенке имеются ребра охлаждения.
Нижняя часть картера служит емкостью для масла.
Коленчатый вал- стальной двух опорный с одним коленом. Вал устанавливается на двух радиальных роликоподшипниках.
На переднем конце коленчатого вала на шпонке крепится муфта и маховик. Муфта служит для непосредственного соединения с электродвигателем. Коленчатый вал снабжен противовесами.
Шатуны- стальные штампованные со стержнем двутаврового сечения. Нижняя головка шатуна- разъёмная с баббитовой заливкой верхняя- неразъёмная с запрессованной баббитовой втулкой. Разбрызгиватель монтируется в крышку шатуна.
Поршень первой ступени- литой чугунный. Каждый поршень имеет по два уплотнительных и одного маслосъёмного поршневых колец.
Поршень второй ступени- литой чугунный. Каждый поршень имеет по три уплотнительных и двух маслосъёмных поршневых колец.
Поршневые пальцы- стальные полые плавающего типа от осевого перемещения фиксируются стопорными кольцами.
Цилиндры- литые чугунные с рёбрами охлаждения. В верхней части цилиндров размещены клапаны. К верхним привалочным плоскостям цилиндров крепятся крышки.
Крышки цилиндров- литые чугунные с ребрами охлаждения. Полость каждой крышки делится перегородкой на всасывающую и нагнетательные части. К крышкам присоединяются всасывающий и нагнетательный патрубки.
Клапаны- самодействующие полосовые клапаны типа ЛК с приведенным усилием пластины-пружины по группе Б.
Смазка- разбрызгиванием. Цилиндры и коренные подшипники смазываются разбрызгиванием. Механизмы движения смазываются разбрызгиванием. В нижней и верхней головке шатуна имеется отверстия для подачи масла в зоны контакта механизмов движения.
Охлаждение компрессора- воздушное. Воздух подаваемый вентилятором продувает цилиндры и крышки. Для межступенчатого охлаждения используется водяное охлаждение.
Давление всасывания:
Давление нагнетания:
Температура всасывания:
В расчете требуется определить распределение повышения давления по ступеням коэффициент подачи основные размеры и параметры ступеней (диаметры поршней ход поршней и т.д.) температуру нагнетания. Также в результате теплового расчета необходимо подобрать клапаны и привод компрессора.
1 Распределение повышения давления по ступеням
Общее номинальное относительное повышение давления компрессором подсчитываем по уравнению
Выбираем число ступеней сжатия:
где – относительное повышение давления ступени от 25 до 50
Номинальное относительное повышение давления во всех ступенях принимаем одинаковым:
Номинальное давление всасывания во II ступень:
Относительные потери давления на всасывании I ступени:
Относительные потери давления во всасывающих клапанах II ступени:
Относительные потери давления на нагнетании I ступени:
Относительные потери давления на нагнетании II ступени определяем без учета концевого охладителя в предположении что потери происходят только в нагнетательных клапанах:
Усредненные давления :
Результаты расчетов приведены в таблице 3.1.1.
Таблица 3.1.2 Распределение давлений по ступеням
Номинальное давление МПа:
Усредненные давления в цилиндре Мпа:
Относительное повышение давления в цилиндре
2 Определение коэффициента подачи
Составляющие коэффициента подачи определяем следующим образом. Задаемся в соответствии с рекомендациями коэффициентами: дросселирова- ния плотности .
Объемный коэффициент подсчитываем по формуле:
- относительное повышение давления (отношение давления нагнетания к давлению всасывания).
Таблица 3.2.1 Значения относительного мертвого объёма
Мёртвые пространства
Зазор между поршнем и крышкой (2 мм) см3
Приведенная длина мёртвого пространства х0 мм
Относительное мертвое пространство
Коэффициент подогрева находим по формуле:
Коэффициенты подачи находим по уравнению:
Результаты расчетов приведены в таблице 3.2.2.
Таблица 3.2.2 Значения коэффициента подачи и его составляющих
Коэффициент подачи и его составляющие
3 Определение основных размеров и параметров ступеней
Объем описываемый поршнем I ступени:
Температура всасывания II ступени (где :
Объем описываемый поршнем II ступени:
Предполагаем что привод компрессора осуществляется от асинхронного электродвигателя через упругую муфту. Задаемся частотой вращения вала электродвигателя
Для бескрейцкопфного компрессора задаемся средней скоростью поршня ( рис.3.22 [1]).
Диаметр первой ступени:
Округлим диаметр ступени до ближайшего значения по ГОСТ 9515-81:
Рассчитываем полный ход поршня:
Уточняем среднюю скорость поршня:
Диаметр цилиндра II ступени:
Округляем диаметр ступени до ближайшего значения по ГОСТ 9515-81:
Проверим значения отношения хода поршня к диаметру цилиндра максимального ускорения поршня и среднее значение скорости поршня (стр. 78-79 [1]:
Получение значения соответствуют современным тенденциям.
Уточняем описанные поршнями объемы после округления диаметров цилиндров и хода поршня:
Проверяем производительность компрессора с учетом округления основных размеров цилиндра:
Согласно ГОСТ 23680-79 производительность компрессора не должна отличаться от номинальной более чем на ±5%. В нашем случае отклонение составляет – 1425%.
Результаты расчетов приведены в таблице 3.3.1.
Таблица 3.3.1 Основные размеры и параметры ступеней
Число рабочих полостей в цилиндре
Диаметр цилиндра D м
Частота вращения вала
Объем описываемый поршнями
4 Определение температуры нагнетания
Принимая что сжатие происходит по адиабате (k = 14 – показатель адиабаты для метана) находим температуру нагнетания:
Результаты расчетов приведены в таблице 3.4.1.
Таблица 3.4.1 Температура нагнетания в ступенях
Допустимой является температура нагнетания до 454 К (стр. 28 [1]).
5 Выбор клапанов по пропускной способности
Допустимую относительную потерю мощности в клапанах (где – потери мощности в клапане – индикаторная мощность компрессора) выбираем по рекомендациям (стр. 151 [1]).
По выбранному допустимому значению находим соответствующие значения критерия скорости F.
Скорость звука при условиях в клапане:
где R – газовая постоянная воздуха; R = 2872 Дж(кг*К).
Рассчитываем допустимую условную скорость газа в клапане:
Определяем необходимое значение эквивалентной площади клапана:
В I ступени выбираем число клапанов: ; во II ступени .
Результаты расчетов приведены в таблице 3.5.1.
Таблица 3.5.1 Исходные данные для подбора клапанов
По необходимым значениям эквивалентной площади клапанов подбираем стандартизованные клапаны типа ЛК ( табл. 6 [4]). Выбираем ленточные комбинированные клапаны типа ЛК с проточной частью: для первой ступени ЛК220-Б с эквивалентными площадями всасывания и нагнетания соответственно: 240 и 188 см2. Для второй ступени ЛК180-Б с эквивалентными площадями всасывания и нагнетания соответственно 195 и 136 см2.
5 Определение мощности привода компрессора
Определяем индикаторную мощность ступени компрессора используя схематизированную диаграмму.
где – коэффициент учитывающий возвращение энергии в процессе обратного расширения;
Тогда индикаторные мощности по ступеням:
Индикаторная мощность компрессора равна сумме индикаторных мощностей ступеней:
Задаемся значением механического КПД (мех= 085).
Эффективную мощность (мощность на валу компрессора) определяем по и :
Используя значение подбираем электродвигатель.
Выбираем двигатель АИР250S6 .
В результате теплового расчета было определено: распределение повышения давления по ступеням (таблица 3.1.2 ) коэффициент подачи ( таблица 3.2.2 ) основные размеры и параметры ступеней ( таблица 3.3.1 ) температура нагнетания ( таблица 3.4.1 ). Расчет производился с помощью программы Mathcad 14 (приложение).
В расчете требуется провести схематизацию индикаторных диаграмм определить силы действующие в механизме движения силы действующие на элементы механизма движения.
1 Построение схематизированных диаграмм
С помощью программы Mathcad была проведена схематизация индикаторных диаграмм первой и второй ступени аналитическим методом.
Показатели эквивалентных политроп принимаются следующими: при обратном расширении ; при сжатии:
Линии расширения и сжатия строятся по уравнениям:
где- переменное давление в процессе расширения и сжатия МПа.
- приведенная длина мертвого пространства cответствующей ступени мм.
х- переменная длина хода поршня от ВМТ мм.
- (=120 -длина хода поршня мм).
По полученным давлениям определяются газовые силы действующие на поршень. Схематизированная индикаторная диаграмма показана на рис. 4.1.1.
Рисунок 4.1.1.- Схематизированная индикаторная диаграмма компрессора
2 Силы действующие в механизме движения
В общем случае силу давления газа можно найти как разность газовых сил действующих в полостях сжатия с разных сторон поршня:
где - давление газа (Па) и площадь поршня (м2) в - давление газа (Па) и площадь поршня (м2) в i-й полости сжатия в j-ом цилиндре с другой стороны поршня. Графики силы давления газа показаны на рис. 4.2.1.
Рисунок 4.2.1- Силы давления газа
Сила инерции поступательно движущихся масс
Эта сила может быть выражена через ускорение и массу :
где - ускорение соответствующее i- ой ступени j-му цилиндру м c2.
- масса возвратно-поступательных движущихся масс кг.
- сила инерции соответствующая i- ой ступени j-му цилиндру Н.
Диаграммы сил инерций показаны на рис. 4.2.2.
Рисунок 4.2.2 – Диаграммы сил инерций
Сила трения при поступательном движении
В кривошипно-шатунном механизме при динамических расчетах различают силы действующие в парах трения с поступательным и вращательным движениями. Силы трения в кривошипно-шатунном механизме компрессора переменны в течение одного оборота коленчатого вала что объясняется переменными силами в парах трения и изменяющимися коэффициентами трения которые зависят от значений скоростей относительных перемещений трущихся поверхностей а также от изменяющихся температур смазочных материалов.
Последние в свою очередь зависят от сложных малоизученных быстропротекающих процессов теплообмена. Отсутствие достоверных методов математического описания всех названных явлений обусловливает замену действительных сил трения условными эквивалентными силами. Естественно что условная эквивалентная сила трения должна совершать за один оборот коленчатого вала ту же работу трения что и силы
трения в действительном компрессоре.
Принято считать эквивалентную силу трения в поступательно движущихся парах В» х постоянной по значению но меняющей направление в зависимости от знака скорости перемещения. Сила трения всегда действует против скорости относительного перемещения в паре трения поэтому направление эквивалентной силы трения меняет знак в мертвых точках.
Из практики известно что в поршневых компрессорах мощность трения в парах с поступательным движением составляет приблизительно 60 70 % всей мощности трения.
Полную мощность трения в поршневом компрессоре можно выразить через индикаторную мощность и механический КПД:
Мощность деленная на путь в единицу времени есть сила. Поэтому
учитывая что поршень поршневого компрессора проходит за единицу времени путь получаем:
Значение зависит от частоты вращения вала и конструкции комп-
рессора. Рекомендуется задаваться значениями= 08 095. Меньшие
значения относятся к малым и быстроходным компрессорам большие —
к большим и тихоходным машинам.
На ось пальца действует суммарная сила направленная вдоль оси цилиндра:
где – газовая сила действующая на поршень; – сила инерции поступательно движущихся масс; – сила трения в поступательно движущихся парах. Индексы j-ый цилиндр.
На рис. 4.2.3 4.2.4 4.2.5 показаны диаграммы сил.
Рисунок 4.2.3- Суммарная сила действующая на палец 1-ой ступени 1-го цилиндра
Рисунок 4.2.4- Суммарная сила действующая на палец 1-ой ступени 2-го цилиндра
Рисунок 4.2.5- Суммарная сила действующая на палец 2-ой ступени
1.Силы действующие на элементы механизма движения
Все силы действующие на элементы механизма движения определяют через суммарную силу :
Сила действующая по шатуну:
Нормальная сила N с которой поршень прижимается к цилиндру:
Тангенциальная сила:
Опоры вала воспринимают все усилия действующие на коленчатый вал: радиальные Z и тангенциальные T силу тяжести (вес) деталей механизма движения и маховика. Графики представлены в приложении лист 5.
Крутящий момент на валу
Момент М изменяется вместе с изменением силы Т зависимости от угла поворота коленчатого вала. Мгновенное значение крутящего момента определяют по формуле:
Для определения необходимо найти сумму крутящих моментов создаваемых во всех рядах компрессора.
Компрессор противодействует приводному двигателю с моментом сопротивления:
Где r- радиус кривошипа м.
- сила трения во вращательно движущихся парах Н.
Сила трения во вращательно движущихся парах:
При динамических расчётах поршневых компрессоров используется понятие среднего крутящего момента :
Графики крутящего момента среднего крутящего момента а так же момента сопротивления представлены на рис. 4.2.6.
Рисунок 4.2.6- Графики крутящего момента среднего крутящего момента и момента сопротивления
Определение погрешности определения эффективной мощности:
3 Определение необходимого махового момента маховика
На некоторых участках по углу поворота вала энергия подводимая от электродвигателя к валу компрессора больше чем энергия которая необходима компрессору т.е. имеется излишек энергии а на других участках энергия подводимая электродвигателем к валу компрессора меньше чем энергия которая необходима компрессору т.е. имеется недостаток энергии. Маховик служит аккумулятором энергии. При избытке энергии маховик ее аккумулирует (запасает) увеличивая свою угловую скорость т.е. увеличивая свою кинетическую энергию. При недостатке энергии маховик передает энергию компрессору за счет уменьшения своей кинетической энергии уменьшая свою угловую скорость.
Изменение кинетической энергии маховика в течение одного оборота вала компрессора:
где - момент инерции маховика ; m – масса маховика приведенная к радиусу R R – радиус до центра тяжести сечения обода маховика; – средняя угловая скорость маховика; – степень неравномерности вращения вала (.
Учитывая что получим:
Для определения необходимой запасаемой энергии маховиком воспользуемся векторной диаграммой максимальный размах которой и есть необходимый запас энергии маховика. Векторная диаграмма представлена на рис. 4.3.1.
Рисунок 4.3.1- Векторная диаграмма
Как видим из векторной диаграммы максимальный размах соответствует работе А2 (А2= 1781 Дж).
Тогда момент инерции маховика с учетом момента инерции ротора электродвигателя ( 12 :
В качестве маховика используем обод закрепленный на валу компрессора рис. 4.3.2.
Рисунок 4.3.2- Маховик
- наружный диаметр обода маховика.
- внутренний диаметр обода маховика.
- диаметр ступицы маховика.
- ширина спицы; - ширина маховика.
Данный маховик весит 119 кг и обладает моментом инерции равным 8712 .
Проверяем окружную скорость на внешнем ободе маховика:
Окружная скорость удовлетворяет рекомендациям (стр.228 [1]).
В результате динамического расчета: проведена схематизация индикаторных диаграмм определены силы действующие в механизме движения силы действующие на элементы механизма движения а так же рассчитан необходимый момент инерции маховика и его масса.
Уравновешивание сил инерции неуравновешенных вращающихся масс.
Уравновешиваем двумя противовесами закрепленными на щеках коленчатого вала массы противовесов находим по формуле:
Сила развиваемая неуравновешенными вращающими массами:
Таким образом чтобы уравновесить эту силу необходимо выполнить равенство ( противовесы расположены на щеках вала):
Примем радиус противовеса рис. 5.1.
Рисунок 5.1- Противовес
Уравновешивание моментов сил инерции неуравновешенных вращающихся масс. Устанавливаем что моментов сил инерции неуравновешенных вращающихся масс нет.
Уравновешивание сил инерции первого порядка из возвратно-поступательных масс см. рис. 5.2.
Равнодействующая этих сил первого порядка найдем через суммы проекций сил на оси х и у:
Тогда равнодействующая равна:
Рисунок 5.2- К уравновешиванию сил инерции первого порядка поступательно движущихся масс
Выясним возможность уравновешивания силы . Сила не уравновешивается другими инерционными силами существующими в компрессоре. Попытаемся уравновесить силу силой инерции противовесов закрепленных на коленчатом валу.
Определяем направление силы инерции противовесов. Сила постоянна по значению и направлена по радиусу кривошипа. Частота её вращения равна частоте вращения кривошипа.
Таким образом чтобы уравновесить эту силу необходимо выполнить равенство (противовесы расположены на щеках вала):
Откуда масса каждого противовеса:
Уравновешивание моментов сил инерции первого порядка от возвратно-поступательно движущихся масс. Выясняем что моментов силы инерции первого порядка не возникает.
Уравновешивание сил инерции второго порядка из возвратно-поступательных масс:
Проверяем возможность уравновешивания силы инерции силами инерции противовесов .
Сила : 1) направлена вдоль оси цилиндра; 2) переменна по значению и знаку; 3) имеет частоту изменения равную удвоенной частоте вращения коленчатого вала.
Силы : 1) направлены по кривошипу и вращаются вместе с ним в пространстве; 2) постоянны по значению но переменны по знаку; 3) имеют частоту изменения равную частоте вращения коленчатого вала.
Сравнение сил и показывает что силы инерции второго порядка от возвратно-поступательных масс нельзя уравновесить силами инерции противовесов на коленчатом валу.
Уравновешивание моментов сил инерции второго порядка от возвратно-поступательно движущихся масс. Устанавливаем что моментов сил инерции второго порядка нет.
Рисунок 5.3- Схема уравновешивания неуравновешенных сил от вращающихся масс и возвратно-поступательно движущихся масс.
Нахождение общей массы противовесов
Рассмотрение оставшихся неуравновешенными сил инерции.
Максимальные значения в вертикальном и горизонтальном направлениях:
Проектирование и расчеты на прочность
1 Проектирование поршня
Так как для всех ступеней нашего компрессора мы выбрали цилиндры простого действия то есть сжатие происходит с одной стороны от поршня будем проектировать тронковые поршни. Основными частями тронкового поршня являются: отверстия и бобышки под поршневой палец (передают усилие от пальца на поршень) юбка днище (должно выдерживать давление в цилиндре).
Для нашей схемы компрессора чтобы силы и моменты сил инерции были полностью уравновешены мы приняли следующее условие:
Для всех трех ступеней будем использовать одинаковые шатуны и одинаковые поршневые пальцы а значит что это соотношение также верно для масс поршней.
2 Расчет поршневого пальца
Так как для всех ступеней используем поршневой палец одинакового диаметра и длины то рассчитаем его для наибольшего значения суммарной силы действующей на поршень для всех ступеней. В результате динамического расчета было получено что наибольшее значение сила принимает во второй ступени:
Материал – сталь 45. Поршневой палец рассчитывается как балка на двух опорах с равномерно распределенной нагрузкой по длине шатунного подшипника (рис. 6.2).
Рисунок 6.2 – Силы действующие на поршневой палец
Напряжение в пальце:
где – максимальный изгибающий момент в среднем сечении Н*м; W – момент сопротивления изгибу в среднем сечении пальца м3.
Максимальный изгибающий момент в среднем сечении пальца:
Момент сопротивления изгибу в среднем сечении пальца:
где = 005м и =004м наружный и внутренний диаметры пальца в среднем сечении.
Для углеродистой стали допускается напряжение до .
Удельное давление в верхней головке шатуна:
где – длина соприкосновения пальца c верхней головкой шатуна.
Значит данный палец прочен по всем показателям с достаточными коэффициентами запаса.
3 Расчет толщины днищ поршней
Днище поршня рассчитывают как сплошную плоскую плиту защемленную по периметру.
Для такой схемы расчетное напряжение изгиба по контуру заделки можно определить по формуле:
где максимальное избыточное давление в цилиндре (разность давления в цилиндре и в картере);
Расчет представлен в таблице 5.3.
Таблица 5.2 Напряжения изгиба для днищ поршней 1-ой и 2-ой ступени.
Делаем вывод что предложенные нами толщины днища поршня пригодны с достаточным коэффициентом запаса.
4 Расчет удельного давления на боковую поверхность поршня
Проверка удельного давления на боковую поверхность:
где максимальная нормальная сила для соответствующей ступени;
высота поршня за вычетом высоты колец.
Расчет представлен в таблице 6.4.
Делаем вывод что предложенные нами высоты поршня пригодны с достаточным коэффициентом запаса.
5 Расчет бобышки под поршневой палец
Удельное давление на поршневой палец можно найти по формуле:
где максимальная суммарная сила для соответствующей ступени;
наружний диаметр пальца.
Расчет представлен в таблице 6.5.1
Напряжение в стенке бобышки:
где наружний и внутренний диаметры бобышек м;
максимальное удельное давление поршневого пальца на внутреннюю поверхность бобышки МПа.
Расчет представлен в таблице 6.5.2
Делаем вывод что предложенные бобышки под палец пригодны с достаточным коэффициентом запаса.
6 Проектирование шатуна
Для всех ступеней будем использовать одинаковые шатуны так как газовые силы примерно равны. В качестве материала выбираем Сталь 45Х. Профиль шатуна выбираем двутавр для получения большей прочности.
Максимальная сила действующая на шатун:
Найдем удельное давление на диаметральную плоскость верхней головки:
Где наружний и внутренний диаметры головки шатуна;
Напряжение в верхней головке шатуна от максимального усилия проверяется по формуле Ляме:
Для обеспечения жесткости допускается Следовательно делаем вывод что верхняя головка шатуна достаточно прочная.
Стержень шатуна проверим на продольный изгиб.
Для нахождения критической силы действующей на сечение шатуна у верхней головки для этого найдем моменты инерции и радиусы инерции этого шатуна:
По формуле Ясиновского для углеродистой стали найдем критическую нагрузку:
Где -длина шатуна между осями верхней и нижней головок
- -меньшее значение радиуса инерции поперечного сечения щатуна у верхней головки м.
Оценим степень надежности:
Следовательно шатун достаточно прочный и выдерживает поставленную нагрузку.
6.1 Расчёт шатунных болтов на прочность
Шатунные болты проверяются на разрыв от максимальных инерционных сил поршня и шатуна (без нижней крышки) и усилия затяжки:
-число шатунных болтов;
- наименьшая площадь сечения болта.
Материал болта – Сталь 40Х. Предел текучести:
Допускаются значения большие чем .
Значит два болта М16 (спроектированных) выдерживают поставленную нагрузку с достаточным коэффициентом запаса.
6.2 Расчёт шатунных подшипников
Исходные данные для расчёта:
- диаметр рабочей поверхности вкладыша:
- длина подшипника:
- максимальное усилие на подшипник (развивается на второй ступени):
Максимально удельное давление на вкладыш:
Для вкладышей подшипников залитых баббитом допускается максимальное удельное давление до 11МПа.
Определим количество выделяемой теплоты в подшипнике. Оно пропорционально произведению
где -среднее значение силы действующей на подшипник
Окружная скорость шатунной шейки:
Количество выделяемой теплоты в подшипнике:
Допустимое значение: значит подшипник пригоден и
не выйдет из строя из-за перегрева.
7 Проектирование коленчатого вала
Материал коленчатого вала сталь 40 [2]. Найдем угол при котором воздействие на коленвал максимально. Для этого рассмотрим графики суммарных сил действующих на поршень заметим что все три силы максимальны при угле поворота коленвала равном:
Силы действующие на коленчатый вал представлены на рис. 6.7.1.
Рисунок 6.7.1- Силы действующие на коленчатый вал
Рассчитаем нагрузку на коленвал от действия силы тяжести маховика при данном угле поворота:
Прочие силы действующие на коленвал:
Силы действующие от шатуна по радиусу кривошипа:
Силы действующие от шатуна по касательной:
Сила инерции вращающихся масс для всех двух ступеней:
Сила инерции противовеса:
Максимальный крутящий момент:
Эпюры сил и моментов действующих на коленвал в двух плоскостях при угле поворота коленвала показаны на рис. 6.7.2 и рис. 6.7.3.
Рисунок 6.7.2- Эпюры изгибающих моментов (пл. ZOX) и сил в (кН*м кН)
Рисунок 6.7.2- Эпюры изгибающих моментов (пл. TOX) и сил в (кН*м кН)
Найденные реакции в опорах:
Заметим что максимальные изгибающие моменты действуют на шатунной шейке второй ступени. Это опасное сечение и дальнейшие расчеты на прочность будем проводить для него.
Максимальные изгибающие моменты в сечении по шатуну третьей ступени:
Крутящий момент в этом сечении:
Суммарный изгибающий момент:
Момент сопротивления изгибу шатунной шейки:
Нормальное напряжение в шатунной шейке:
Момент сопротивления кручению:
Касательное напряжение:
Результирующее напряжение:
Для углеродистой стали допустимое напряжение:
Делаем вывод что спроектированный коленчатый вал достаточно прочный.
8 Расчет коренных подшипников
Максимальные реакции опор (см. 6.8):
Очевидно что второй (передний) подшипник более нагружен поэтому дальнейший расчет будем вести для него. Предварительно назначенный шариковый подшипник серии 315 ГОСТ 23179-78 не подошел так как его ресурс очень мал.
Выберем роликовый радиальный подшипник № 12315 ГОСТ 8328-75 с динамической грузоподъёмностью 183 кН.
Вследствие переменного характера нагрузки расчет ведется по эквивалентной нагрузке. Примем эквивалентную нагрузку:
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка:
где X- коэффициент радиальной нагрузки равный 1;
- коэффициент безопасности равный 15 (до 150% перегрузок).
- температурный коэффициент равный 1 (температура меньше 100 град.);
- коэффициент вращения кольца для роликоподшипника равна 1.
Рассчитаем ресурс подшипника:
где - коэффициент корректирующий ресурс подшипника в зависимости от его типа; - частота вращения вала; =1- коэффициент учитывающий вероятность безотказной работы в 90%; - динамическая грузоподъёмность роликового подшипника №12315.
Ресурс больше 20000 часов следовательно подшипник удовлетворяет нашим требованиям.
Цилиндры первой и второй ступени. Материал СЧ-20. Напряжение во внутренней стенке цилиндра:
где - наружный и внутренний диаметр цилиндра м; Р- расчётное избыточное давление в цилиндре Мпа; - удельное боковое давление поршня МПа см. §6.4.
Расчет представлен в таблице 6.9.
Полученные напряжения на стенке цилиндра незначительны так как допускаемое напряжение для чугуна составляет 35 МПа.
9 Шпильки крепящие цилиндры к картеру
Напряжение в шпильке с учетом коэффициента затяжки m=14 для паронитовой прокладки для второй ступени (М16):
где z- количество шпилек; - внутренний диаметр резьбы шпильки.
Для первой ступени (М12):
Допускаемое напряжение для шпильки из стали составляет 100 МПа следовательно полученные напряжения незначительны с достаточным коэффициентом запаса.
10 Расчет шпилек стягивающих клапанные доски и крышки цилиндров
Внешняя нагрузка на болт рассчитывается по следующей формуле:
Где m=14 – коэффициент затяжки; - избыточное давление нагнетания и всасывания соответствующей ступени МПа; - площади ограниченные средним уплотнительным контуром прокладок соответственно: в крышке на стороне нагнетания в крышке на стороне всасывания в цилиндре ( прокладка под клапаном) м2; z- количество шпилек; - внутренний диаметр резьбы м.
Результаты расчета приведены в таблице:
Делаем вывод что выбранные шпильки пригодны для крепления клапанных крышек всех ступеней.
11 Расчет болтов противовеса
Крепление противовесов осуществляется к щекам коленчатого вала двумя болтами М20 внутренний диаметр резьбы болта мм материал- сталь 35.
Центробежная сила развиваемая противовесом равна 1355 кН.
Напряжение в болте с учётом коэффициента затяжки m=125:
Допускаемое напряжение стали 35 составляет 100 МПа следовательно напряжения незначительны.
12 Расчет упругих элементов муфты
Расчёт упругих элементов муфты на смятие:
Где - критический момент электродвигателя Н*м; - количество упругих элементов; - диаметр окружности на которой расположены пальцы м; - длина упругого элемента м; - диаметр пальца м.
Допускаемое напряжение на смятие резины составляет 2 МПа следовательно напряжения не превышают допускаемых.
12.1 Расчет пальца муфты
Палец упругой муфты рассчитывают на изгиб. Материал пальца- сталь 45.
Допустимое напряжение изгиба стали 45 составляет 120 МПа следовательно расчётные напряжения не превышают допустимых.
12.2 Расчет шпоночного соединения
Определим рабочую длину призматической шпонки ГОСТ 23360-78:
где - глубина врезания шпонки в ступицу мм; - допускаемое напряжение смятия; - диаметр вала мм.
Полная длина шпонки:
где b- ширина шпонки мм.
Рассчитаем призматическую шпонку на срез:
Допустимое напряжение среза составляет 70 МПа следовательно расчётные напряжения среза меньше допустимых.
Выбираем по рекомендациям [2] масло для смазки механизма движения К-12 ГОСТ 1861-73. Коэффициент кинематической вязкости *. Температура вспышки масла 216 градусов температура застывания минус 25 градусов.
Смазка механизмов движения происходит разбрызгиванием. Глубина погружения разбрызгивателя в масляную ванну при максимальном уровне масла составляет 50 мм. В картер следует залить 10 литров масла К-12.
Программное обеспечение
Autodesk Inventor Professional 2021 для студентов учебных заведений. Серийный номер 901-03405677.
MATHCAD 14. Тип лицензии: для домашнего использования. Договор на обслуживание № 01234567.
Пластинин П.И. «Поршневые компрессоры. Том 1. Теория и расчет». Москва: "Колосс" 2006. - 456 с. - ISBN: 5-9532-0428-0 - 3-е изд.
Пластинин П.И. «Поршневые компрессоры. Том 2. Основы проектирования. Конструкции» Пластинин П.И. - 3-е изд. перераб. и доп. - М. :КолосС 2013. - 711 с.
Пластинин П.И Дегтярева Т.С. Едемский В.С. УП «Примеры расчётов поршневого компрессора». Москва: 1984.-45 с.
Пластинин П.И. Едемский В.С. МП «Поршневые компрессоры». Москва: 1982.- 20 с.
Конструирование узлов и деталей машин: Учеб.пособие для студ. техн. спец. вузов П.Ф.Дунаев О.П. Леликов. — 8-е изд. перераб. и доп. — М.: Издательский центр «Академия» 2004. — 496 с.
Пластинин П.И. Никоноров В.А. Поршневые компрессоры. Руководство по курсовому проектированию. Часть 1. – М.: МВТУ 1972.
Поспелов Г.А. Объемные компрессоры. Атлас конструкций. – М.: Машиностроение 1994.

Компрессор поперечный разрез.dwg

МГТУ им. Н.Э. Баумана
W-образный трёхрядный
ПК W16-03 00.00.00 СБ

Компрессор.dwg

Продольный разрез компрессора.dwg

Диаметры цилиндров компрессора:
Число ступеней сжатия- 2.
Давление нагнетания- 0
Давление всасывания- 0
Производительность компрессора- 7 м^3мин.
Сжимаемый газ- воздух.
Тип компрессора- бескрейцкопфный W-образный.
После сборки в компрессор залить 10 литров масла К-12 ГОСТ
Техническая характеристика
Допустимые смещения валов не более:
Технические требования
Привод от асинхронного электродвигателя марки АИР250S6.
Охлаждение- воздушное.
Смазка цилиндров разбрызгиванием.
Смазка механизмов движения разбрызгиванием.
Мощность на валу- 44
Номинальная частота вращения вала- 985 обмин.
Средняя скорость поршня- 3
Схема расположения опорных поверхностей корпуса компрессора
Ось коленчатого вала
МГТУ им. Н.Э. Баумана
W-образный трехрядный
ПК W16-03 00.00.00 СБ

Поршень первой ступени.dwg

остальных ±IT2 среднего класса точности.
Неуказанные предельные отклонения размеров валов: h14
допускается не более 0
под поршневые кольца к образующей цилиндрической поверхности
Отклонения от перпендикулярности боковых поверхностей канавок
Не указанные радиусы 3 мм max.
h12 для всех 3 канавок
МГТУ им. Н.Э. Баумана
Поршень первой ступени

Динамика.dwg

диаграмма компрессора
Развёрнутая по углу поворота вала индикаторная
Диаграмма момента кручения и сопротивления
Диаграмма тангенциальных сил 1-ой и 2-ой ступени
Диаграмма радиальных сил для 1-ой и 2-ой ступени
Диаграмма суммарных поршневых сил цилиндра 2-ой ст.
действующих по шатуну
Диаграмма нормальных сил для 1-ой и 2-ой ступени
Диаграмма суммарных поршневых сил 2-го цилиндра 1-ой ст.
Диаграмма суммарных поршневых сил 1-го цилиндра 1-ой ст.
Свёрнутая индикаторная диаграмма компрессора
МГТУ им. Н.Э. Баумана
(динамический расчёт)
W-образный компрессор
ПК W16-03 00.00.00 ДИ
для второй ступени применяется только индекс j.
индекс j- цилиндр ступени
индекс i-ступень компрессора
- сила трения при поступательном движении в паре поршень-цилиндр
- сила инерции поступательно движущихся масс
действующая на поршень
действующая по шатуну
- тангенциальная сила