Расчёт оппозитного дожимного компрессора
- Добавлен: 24.01.2023
- Размер: 4 MB
- Закачек: 0
Описание
Расчёт оппозитного дожимного компрессора
Состав проекта
|
|
|
|
Pr,N.cdw
|
|
силовые диагр.cdw
|
усилие на шейку вала.bak
|
|
момент.cdw
|
|
момент.bak
|
|
Pr,N.bak
|
|
усилие на шейку вала.cdw
|
|
Чертеж.cdw
|
|
Чертеж.bak
|
|
силовые диагр.bak
|
|
Спецификация компрессора моя2.cdw
|
|
|
|
усилие на шейку.bak
|
|
индикаторная диаграмма.bak
|
Is,Pг,Рс,Ртр.frw
|
|
Рr,N.bak
|
|
момент.bak
|
|
Is,Pг,Рс,Ртр.bak
|
|
Рr,N.frw
|
|
момент.frw
|
Сила инерции(моя).xls
|
|
пределываю курсач.xls
|
|
индикаторная диаграмма.frw
|
|
усилие на шейку.frw
|
Описание, Заключение, Список литературы6.doc
|
|
|
|
ЛИСТ1.cdw
|
|
ОК-мой.bak
|
|
ЛИСТ1.bak
|
|
ОК-мой.frw
|
|
|
|
Фрагмент.frw
|
прочн.bmp
|
|
fgtg.frw
|
|
проч.bmp
|
|
|
|
колено.bak
|
|
Деталь.bak
|
Деталь.m3d
|
|
шток.bak
|
|
гайка.m3d
|
|
гайка.bak
|
|
колено.m3d
|
|
Копия шток.m3d
|
|
шток.m3d
|
|
Динамический расчет4.doc
|
|
Введение, Выбор схемы,список лит-ры2.doc
|
|
Схема 2-х рядного оппозитного.frw
|
|
Схема 2-х рядного оппозитного.bak
|
|
Спецификация компрессора моя2.bak
|
|
Рр.bmp
|
|
Тер-ский расчет мой 3.doc
|
|
|
|
3л.деталировка.cdw
|
|
КРЫШКА.bak
|
|
втулка.cdw
|
|
ШАТУН.bak
|
|
Шатунный болт.bak
|
|
втулка.bak
|
|
3л.деталировка.bak
|
|
Шатунный болт.cdw
|
|
КРЫШКА.cdw
|
|
ШАТУН.cdw
|
|
пруж1.bmp
|
|
титульник1.doc
|
|
схема.bmp
|
Desktop.ini
|
|
прочность5.doc
|
|
Спецификация моя1.cdw
|
|
Спецификация моя1.bak
|
Дополнительная информация
Pr,N.cdw
Диаграммы радиальных
Диаграмма радиальных сил
Диаграмма нормальных сил
силовые диагр.cdw
момент.cdw
Диаграмма суммарного
противодействующего момента
Диаграмма суммарного противодействующего момента
усилие на шейку вала.cdw
Векторная диаграмма сил
действующее на шейку вала. "
Чертеж.cdw
Спецификация компрессора моя2.cdw
Сальник СЧ 15 ГОСТ 1412-79
Двигатель СДНЗ2-16-44-12
Is,Pг,Рс,Ртр.frw
Рr,N.frw
момент.frw
индикаторная диаграмма.frw
усилие на шейку.frw
Описание, Заключение, Список литературы6.doc
Двухрядный одноступенчатый газовый оппозитный сжимающий водородсодержащий газ. Производительность компрессора 0 () конечное давление частотой вращения () масса компрессора составляет . Машина выполнена на нормализованной базе М10 имеет ход поршня и диаметры цилиндров . Приводом компрессора служит синхронный электродвигатель мощностью . Компрессор выполнен без смазки цилиндровчто значительно улучшает качество сжимаемого газа. База компрессора имеет чугунную фундаментную раму стальной кованый коленчатый вал установленный на подшипниках скольжения с тонкостенными вкладышами стальные штампованные шатуны с разъемной кривошипной головкой тонкостенными вкладышами и бронзовой втулкой в крейцкопфной головке стальные литые крейцкопфы закрытого типа с регулировочными винтами для фиксации положения хвостика штока направляющие крейцкопфа валоповоротный механизм и систему смазки механизма движения.
Цилиндры чугунные литые выполнены составными из корпуса двух конических крышек и “мокрой” втулки применение которой расширяет возможность унификации так как путем замены втулки можно изменять диаметр цилиндра. Поршни сварные. Клапаны самодействующие кольцевые. Охлаждение компрессора – водяное. Компрессор снабжен автоматически действующими системами регулирования производительности пуска защиты блокировки и сигнализации. Цилиндры компрессора унифицированы.
В данном курсовом проекте был проведен расчет и анализ схемы компрессора после чего была выбрана оппозитная горизонтальная схема расположения цилиндров. После проведения термодинамического расчета было определено количество ступеней сжатия диаметр цилиндра подобраны клапаны и на основе этого выбран подходящий по частоте вращения и мощности потребляемой компрессором электродвигатель. Затем в динамическом расчете был уравновешен компрессор рассчитан маховик с построением индикаторных и силовых диаграмм а также диаграммы суммарного противодействующего момента. На основании полученных данных было выяснено что потребность в установке дополнительного маховика отсутствует. В прочностном расчете были рассчитаны на прочность: шатун шток палец крейцкопфа и поршень.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя В.И. Анурьев. - М.: Машиностроение 1992. - Т.1-3.
Видякин Ю.А. и др. Оппозитные компрессоры Ю.А. Видякин Е.Б. Доброклонский Т.Ф. Кондратьева. – Л.: Машиностроение 1979. – 279 с.
М.И. Френкель. Поршневые компрессоры. – СПб: «Машиностроение» 1969.
Объемные компрессоры: Атлас конструкций Г.А. Поспелов П.И. Пластинин А.И. Шварц и др.; Под общ. ред. Г.А. Поспелова. – М.: Машиностроение 1994. – 120 с.
Пластинин П.И. Поршневые компрессоры (1 том).– М.: «Колос» 2000.
Пластинин П.И. Поршневые компрессоры (2 том).– М.: «Колос» 2008.
Поршневые компрессоры Б.С. Фотин [и др.]; под общ. ред. Б.С. Фотина. - Л.: Машиностроение 1987. - 372 с.: ил.
Поспелов Г.А. Руководство по курсовому и дипломному проектирова- нию по холодильным и компрессорным машинам Г.А. Поспелов Р.Г. Биктанова Р.М. Галиев. - М.: Машиностроение 1986. - 264 с.: ил.
Теория расчет и конструирование поршневых компрессоров: Учебное пособие по курсовому проектированию В.Л. Юша. – Омск: Изд – во ОмГТУ 2006. – 120 с.
Френкель М.И. Поршневые компрессоры. – СПб: «Машиностроение» 1969.
Электрические машины. Учебник для вузов. Авторы: Радин В.И. Брускин Д.Э. Зорохович А.Е. 1988 год 328 страниц издательство "Высшая школа".
ЛИСТ1.cdw
Векторная диаграмма сил
действующее на шейку вала.
Диаграмма радиальных сил
Диаграмма нормальных сил
Диаграмма суммарного противодействующего момента
Индикаторная диаграмма
ОК-мой.frw
Производительность 0
Потребляемая мощность 411
Давление нагнетания 6
Давление всасывания 4 МПа
Сжимаемый газ водородородсодержащий газ
Технические требования:
Линейное мертвое пространство(3±0
Фонарь и направляющие крейцкопфа
Цилиндр опирается на фундамент с
помощью упругодеформационных опор.
Сбег крайних поршневых колец за кромку
зеркала цилиндра не более 1
Поршень выполнен составным.
КП02068999.48.02.00.00.001.СБ
Фрагмент.frw
fgtg.frw
Деталь.m3d
гайка.m3d
колено.m3d
шток.m3d
Динамический расчет4.doc
1. Уравновешивание компрессора.
Рис.3.1. Схема одноступенчатого двухрядного оппозитного компрессора.
Механизм движения компрессора – коленчатый вал шатун поршень. Из них поршень - совершает только возвратно-поступательные движения коленчатый вал – вращательное шатун – сложно-плоское которое можно рассматривать как результат сложения двух движений: возвратно-поступательного вместе с поршнем и вращательного вместе с коленчатым валом. В связи с этим массу шатуна разбивают на две части: mшs = 03mш и mшr = 07mш.
Таким образом масса возвратно-поступательно движущихся частей приведенная к центру крейцкопфного пальца определятся по формуле (3.1.42) [6]:
)Найдем массу поршня используя средства КОМПАС-3D
) Определим массу поршневых колец по формуле (3.1.44):
- плотность чугунного сплава. 7800 кгм3
Из таблице [6] определим основные размеры поршневых колец:
D=180 мм номинальный диаметр кольца равный диаметру цилиндра; S=65 мм радиальная толщина кольца; С=5 мм высота кольца.
)Найдём массу шатуна воспользовавшись средствами КОМПАС-3D.
) Найдём массу штока воспользовавшись средствами КОМПАС-3D.
) По номинальной поршневой силе выбираем крейцкопф массой 426 кг [3].
) Массу пальца крейцкопфа найдем по формуле (3.1.45):
- плотность стали. =7700 кгм3
Из таблицe [6] определим основные размеры пальца крейцкопфа:
B=225 мм; D=90 мм; d=80 мм.
Таким образом масса крейцкопфа с крейцкопфным пальцем составит 45 кг.
) Приведённая масса колена вала
Масса вращающихся частей составит:
Остальные величины необходимые для расчета составляют:
- угловая скорость вращения коленчатого вала где - частота вращения коленчатого вала. Тогда
- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна где - радиус кривошипа; - длина шатун. Тогда
В рассматриваемой схеме необходимо уравновесить момент сил инерции I и II:
Рис.3.2. Уравновешивание вращающихся масс.
Масса возвратно-поступательно движущихся частей составит:
2. Построение индикаторных диаграмм.
Схематизированные индикаторные диаграммы строятся в координатах усилие – ход поршня. Сначала на диаграммы наносятся средние усилия всасывания и нагнетания. Они рассчитываются по формулам (3.2.46) и (3.2.47) [6]:
где и - средние относительные потери давления.
Линию сжатия строят в соответствии с уравнением (3.2.48) политропы сжатия:
где - координаты точки соответствующей началу сжатия; - текущие координаты; - показатель политропы сжатия.
Линию расширения строят аналогично пользуясь уравнением (3.2.49) политропы расширения:
где - координаты точки соответствующей началу расширения; - текущие координаты; - показатель политропы расширения.
Кривые сжатия и расширения строятся до пересечения с линиями средних усилий нагнетания и всасывания соответственно.
Пусть тогда при сжатии:
Другие точки рассчитываются аналогично. В связи с этим остальные расчеты представим в виде таблице 10 и таблице 11.
Расчет процессов сжатия и расширения для первой ступени
Произведенные расчеты относятся к полостям цилиндров расположенным со стороны крышек. Поэтому при построении индикаторных диаграмм будем считать что усилия действующие на поршень со стороны коленчатого вала равны усилиям со стороны крышки но действуют в противоположном направлении.
Схематизированные индикаторные диаграммы полостей показаны на рис.3.3
Рис.3.3 Индикаторная диаграмма работы компрессора
Для проверки правильности построения индикаторных диаграмм определим графическим путем индикаторную мощность ступени и сравним ее с индикаторной мощностью полученной в результате термогазодинамического расчета (формула 3.2.50) [6]:
где - среднеиндикаторная поршневая сила в ступени которая находится с помощью планиметрирования индикаторных диаграмм полостей соответствующей ступени.
Учитывая что в нашем случае индикаторные диаграммы обеих полостей в каждой ступени одинаковы тогда определим по формуле (3.2.51) [6]:
где - масштабный коэффициент газовой силы - масштабный коэффициент перемещения поршня - площадь индикаторной диаграммы соответствующей индикаторной диаграммы одной полости цилиндра
После построения диаграмм подсчитаем их площади:
Индикаторная мощность в ряду:
При выполнение термодинамического расчета были получены следующие значения где
Результаты хорошо согласуются следовательно построение индикаторной диаграммы выполнено правильно.
3. 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 . При перенесении усилий с индикаторных диаграмм на силовую диаграмму учтем поправку Брикса е введение которой приводит в соответствие углы поворота коленчатого вала и перемещения поршня. На силовую диаграмму наносим также силу инерции возвратно-поступательно движущихся масс и силу трения в цилиндропоршневой группе.
Силу трения Pтр в рядах полагают постоянной по модулю и меняющую знак в мертвых точках. Для её расчета воспользуемся формулой (3.3.52) [6]:
где - индикаторная мощность в ряду - механический коэффициент полезного действия компрессора ().
Подставим значения в формулу
Силы инерции рассчитаем по формуле (3.3.53) [6]:
ПолучимДругие точки рассчитываются аналогично. В связи с этим остальные расчеты представим в виде таблицы 12.
Рг(сторона крышки)кН
После нанесения на диаграмму всех сил действующих в данном ряду компрессора находим суммарную поршневую силу по формуле (3.3.54) [6]:
Другие точки рассчитываются аналогично. Значения суммарной поршневой силы . В мертвых точках кривая суммарной поршневой силы терпит
разрыв равный удвоенной силе трения в ряду.
Построение силовых диаграмм показано на рис.3.4
Приведем пример расчета при угле поворота коленчатого вала .
Нормальные силы действующие на стенки цилиндра определим по формуле (3.3.55) [6]:
где - угол между осями цилиндра и шатуна: .
Подставим в формулу значения:
Усилия по шатуну определяем по формуле (3.3.56) [6]:
Подставляем значения в формулу:
Тангенсальные усилия на кривошипе найдем по формуле (3.3.57) [6]:
Подставляем значения в формулу:
Радиальные усилия на кривошип определяем по формуле (3.3.58) [6]:
Диаграммы нормальных и радиальных сил представлены на рис.3.5 и рис.3.6.
Усилия на шатунную шейку вала определяем по формуле (3.3.59) [6]:
где - центробежная сила от вращающейся части шатуна ее значение определяем по формуле (3.3.60) [6]:
Подставим значения получим
Для других углов поворота коленчатого вала расчеты производятся аналогично. Результаты расчетов сведем в таблицу 13 и таблицу 14:
По данным таблицы 13 строим векторные диаграммы сил действующих на шатунную шейку каждого ряда (рис.3.7).
4. Построение диаграмм суммарного противодействующего момента.
Противодействующий момент вызванный силами действующими в ряду обозначим найдем его по формуле (3.4.61) [6]:
Расчет моментов и представлен в виде таблицы 14.
При построении суммарного противодействующего момента следует учесть смещение моментов возникающих в каждом ряду от действия поршневых сил на угол соответствующий развалу цилиндров. Вращение коленчатого вала компрессора происходит против часовой стрелки следовательно поршень первой ступени в своем движении отстает от поршня второй ступени на угол . Исходя из этого противодействующиё момент будет полностью совпадать с .
Дополнительно следует учесть момент сил трения вращательного движения (формула 3.4.62) [6]:
Подставим значения в это выражение:
Опустим ось абцисс диаграммы на величину соответствующую. По диаграмме суммарного противодействующего момента определим значение среднего момента и нанесем его на эту диаграмму. Эта величина пропорциональна потребляемой компрессором мощности: .
По диаграмме определяем .
Из термодинамического расчета . Погрешность укладывается в допустимые 5% следовательно графические построения выполнены правильно.
Планиметрированием найдем площадки образованные кривой и прямой
и построим векторную диаграмму (рис.3.5). Общая высота этой диаграммы определяет предельное изменение кинетической энергии маховика на протяжении одного оборота коленчатого вала.
Из диаграммы определим
Требуемый момент инерции маховика определим по формуле 3.4.63 [8]:
где - степень неравномерности движения в случае привода от синхронного двигателя .
где и - масштабный коэффициенты на диаграмме.
Как видно требуемый момент инерции маховика меньше момента инерции электродвигателя. Следовательно нет необходимости в маховике его функции вполне может выполнять ротор электродвигателя.
Введение, Выбор схемы,список лит-ры2.doc
Раздел 2. Термодинамический расчет поршневого компрессора ..6
1.Распределение повышения давления по ступеням 6
2. Определение коэффициентов подачи ..8
3. Определение основных размеров и параметров ступеней 10
4. Определение индикаторной мощности компрессора и выбор
электродвигателя ..13
5. Подбор электродвигателя .15
6. Определение температуры нагнетания 15
7.Выбор клапанов по пропускной способности .15
Раздел 3. Динамический расчет поршневого компрессора 19
1 Уравновешивание компрессора 19
2. Построение индикаторных диаграмм ..22
3. Построение силовых диаграмм 25
4. Построение диаграмм суммарного противодействующего
Раздел 4. Прочностные расчеты ..35
1. Расчет дискового поршня 35
3. Расчет литого чугунного цилиндра 37
Краткое описание компрессора 38
Список литературы 41
В данном курсовом проекте необходимо выбрать и проанализировать схему поршневого компрессора. Провести термодинамический расчет в котором нужно определить число ступеней сжатия диаметр цилиндра подобрать электродвигатель. В динамическом расчете требуется уравновесить компрессор рассчитать маховик построить индикаторные силовые диаграммы а также диаграммы суммарного противодействующего момента. В прочностном расчете необходимо провести расчет на прочность: шатун; шток; палец крейцкопфа; поршня.
Раздел 1. Выбор и анализ схемы.
Учитывая производительность компрессора свойства сжимаемого газа и область давлений принимаем для компрессора выполнение оппозитное. Оппозитные компрессоры благодаря особенностям схем и конструкций базы компрессора и установки в целом обладают существенными преимуществами перед другими типами поршневых компрессоров. Оппозитным компрессорам присущи основные положительные качества горизонтальных компрессоров – удобство обслуживания и возможность удобного размещения межступенчатых коммуникаций и аппаратуры. Основным преимуществом оппозитных компрессоров является возможность выполнения их многорядными с расположением в каждом ряду обычно только одного цилиндра. При этом в ступенях низкого давления где объем сжимаемого газа велик появилась возможность иметь два и более цилиндров в нескольких рядах. Поэтому диаметры цилиндров и поршней оказались значительно меньшими чем в старых горизонтальных компрессорах масса подвижных частей тоже меньше что дало возможность значительно снизить силы инерции при их движении. При этом силы инерции в противолежащих рядах а частично и силы давления газа на поршни уравновешиваются. Поскольку нагрузки на механизм движения в оппозитном компрессоре значительно меньше стало возможным увеличение частоты вращения в 2-3 раза что в свою очередь дало возможность уменьшить размеры цилиндров и компрессоров в целом. Такая схема несколько уступает вертикально-горизонтальной и вертикальной схеме по большой занимаемой компрессором площади но по расположению цилиндров у оппозитного уравновешивание гораздо лучше чем у вертикально-горизонтального. Аналогом компрессора с заданной производительностью и типом сжимаемой среды является компрессор марки 2ГМ10-1142-60. Так как в данном случае компрессор является крупным компрессором то выполним его крейцкопфным прямоточным двойного действия. В данном компрессоре применяем кольцевые клапаны.
Схема 2-х рядного оппозитного.frw
Тер-ский расчет мой 3.doc
1.Распределение повышения давления по ступеням.
Общее номинальное относительное повышение давления компрессора подсчитаем по формуле (2.1.1.)[4]:
Подставим в эту формулу имеющиеся у нас значения:
В существующих компрессорах значения относительного повышения давления в зависимости от числа ступеней следующие (таблица 1) [8]:
Принимаем число ступеней z=1.
Относительные потери давления на всасывании [4]
где А – коэффициент учитывающий совершенство компрессора А=266 [4];
Относительные потери на нагнетании первой ступени определим по формуле
Осредненные давления и находим по формулам (2.1.4) (2.1.5) [4]:
Полученные результаты занесем в таблицу 2:
Номинальное давление МПа
Осредненное давление в цилиндре МПа
Относительное повышение давления в цилиндре
2. Определение коэффициентов подачи.
Уменьшение производительности действительного компрессора по сравнению с производительностью идеального компрессора принято оценивать коэффициентом подачи [4]:
где - производительность действительного компрессора; - производительность идеального компрессора равная описанному поршнем объему.
Коэффициент подачи показывает какую часть производительности идеального компрессора составляет производительность действительного компрессора т.е. коэффициент подачи является безразмерной характеристикой производительности действительного компрессора.
В инженерных расчетах коэффициент подачи обычно представляют в виде формулы (2.2.1):
где - объемный коэффициент учитывающий уменьшение производительности действительного компрессора из-за расширения газа остающегося после нагнетания в мертвом пространстве. Его значение определяют по формуле (2.2.2):
где - значение относительного мертвого объема. В проектном расчете когда неизвестны абсолютные значения составляющих мертвого объема можно задаваться в пределах: 002 01. Задаемся значением относительного объема =005 [2].
Определим показатель адиабаты газовой смеси по формуле
Подставив данные из таблицы в уравнение (2.2.2)
Определим газовую постоянную для смеси по формуле (2.2.3)
- коэффициент дросселирования учитывает уменьшение производительности из-за падения давления при протекании газа через всасывающие клапаны. Его значения находятся в пределах [4].
- коэффициент подогрева учитывает уменьшение производительности из-за подогрева всасываемого газа во время процесса всасывания т.е. за счет того что в цилиндре в конце всасывания температура будет выше чем в СТВ. Его значение определяем по формуле (2.2.12):
- коэффициент плотности учитывает уменьшение производительности из-за неплотностей рабочей полости. Его значения находятся в пределах
- коэффициент влажности учитывает уменьшение производительности из-за наличия водяных паров во всасываемом газе. В нашем случае он равен 1. (2.2.6)
Подставим все полученные значения коэффициентов в формулу (2.2.7):
Полученные результаты занесем в таблицу 3:
Коэффициент подачи и его составляющие
3. Определение основных размеров и параметров ступеней.
Объём описанный поршнем рассчитывают. При решении этой задачи для действительного компрессора следует учитывать все потери производительности. Тогда объем описываемый поршнем определяем по формуле (2.3.1) [4]:
где - производительность компрессора ().
Выбираем базу компрессора [6]
Условное обозначение базы
Номинальная газовая поршневая сила кН
Площади поршней первой и второй степеней находим по формуле (2.3.2):
Зная объём описанный поршнем и число рядов в компрессоре (оно равно двум) находим описанный объём одного ряда:
где - средняя скорость поршня которая определяется по формуле (2.3.4) [4]:
Полученные результаты подставляем в формулу (2.3.2):
В ступенях двойного действия со штоком с одной стороны поршня диаметр цилиндра находят по формуле (2.3.5) [4]:
где - площадь штока которая находится по формуле (2.3.6) [4]:
Посчитаем диаметр цилиндра первой ступени по формуле (2.3.7) [4]:
Значение округляем до ближайшего стандартного размера диаметра цилиндра по ГОСТ 9515-81 [2]:
Рассчитаем геометрическую площадь поршней по формуле (2.3.9) [4]:
Уточняем описанные поршнями объемы после округления диаметров цилиндров по формуле (2.3.10) [4]:
Проверяем производительность компрессора с учетом округления основных размеров цилиндра:
Согласно ГОСТ 23680-79 производительность компрессора не должна отличаться от номинальной более чем на . В нашем случае отклонение составляет [8].
Полученные результаты занесем в таблицу 5:
Объем описываемый поршнями
4. Определение индикаторной мощности компрессора и выбор электродвигателя.
Определяем индикаторную мощность в ряду компрессора по формуле (3.40) [4]
где k – показатель адиабаты k=141;
где - коэффициент учитывающий возвращение энергии в процессе обратного расширения
Найдём индикаторную мощность в ряду компрессора
Так как компрессор одноступенчатый двухрядный оппозитный то индикаторные мощности в радах принимаем равными.
Эффективную мощность( мощность на валу компрессора) определяем по формуле
где - механический коэффициент полезного действия компрессора. Его значение находится в пределах Принимаем [4].
Следовательно электродвигатель должен обладать мощностью: где
5. Подбор электродвигателя.
По справочнику электродвигателей [10] выбираем двигатель СДНЗ-2-16-44-12. Синхронные двигатели общего назначения применяются для привода механизмов не требующих регулирования частоты вращения. Двигатели серии СДНЗ2 выполняются на двух стояковых подшипниках закрытыми с принудительной вентиляцией по замкнутому циклу.
Технические характеристики двигателя запишем в таблицу 6:
Типоразмер двигателя
Частота вращения обмин
6. Определение температуры нагнетания.
Принимая что сжатие воздуха происходит адиабатически (k=14) находим температуру нагнетания по формуле (2.6.38) [4]:
7.Выбор клапанов по пропускной способности.
Допустимую относительную потерю мощности в клапанах выбираем по рекомендациям из таблице 7 [4].
где - суммарные потери мощности в нагнетательных и всасывающих клапанах - номинальная индикаторная мощность ступени.
Давление всасывания МПа
Выбираем при давлении Рвс=4 МПа ; по выбранному допустимому значению находим соответствующие значения критерия скорости F=018.
Скорость звука при условиях в клапане определяем по формуле (2.7.1):
где R – газовая постоянная воздуха; R=15438 Дж(кг·К)
Рассчитываем допустимую условную скорость газа в клапанах при которой будет обеспечено допустимое значение потерь мощности по формуле (2.7.2):
Выберем число клапанов:
Определяем необходимое значение эквивалентной площади клапана которая обеспечит работу компрессора с допустимыми потерями мощности в клапанах. Значение необходимой эквивалентной площади Ф считаем по формуле (2.7.3) [4]:
где –геометрическая площадь поршня; – средняя скорость поршня; – число всасывающих или нагнетательных клапанов в полости цилиндра.
По необходимым значениям эквивалентной площади клапанов подбираем стандартизованные клапаны типа КТ по ОСТ 26-12-2030-81 [4].
Для унификации всасывающий и нагнетательный клапан подбираем:
Неполный шифр клапана
Число кольцевых проходов
Занесем все полученные результаты в таблицу 9.
Объем описанный поршнями
Индикаторная мощность
Индикаторная мощность компрессора
Частота вращения коленвала
Мощность электродвигателя
Момент инерции ротора двигателя
8Подбор пружины клапана
Найдём скорректированное значение эквивалентной скорости в клапане [4]:
Скорректированное значение критерия скорости в клапане [4]:
По скорректированному значению критерия скорости в клапане используя диаграмму зависимости от F [4] выбираем максимальное значение потери давления в клапане
Выбор силы упругости пружины кольцевых клапанов соответствует условию:
где - минимальное значение перепада давления в клапане требуемого для преодоления силы упругости пружины при полном открытии клапана.
Минимальный перепад давления необходимый для полного открытия клапана:
где Р – номинальное давление газа протекающего в клапане
- на основании полученного значения по рекомендации выбираем коэффициент давления потока [4]
Далее рассчитываем приведенную силу упругости пружины из соотношения справедливого для кольцевых клапанов:
Округляем значения приведённой силы упругости пружины до ближайшего номинального значения из стандартного ряда:
Рассчитаем силу давления пружины на пластины клапана по формуле:
3л.деталировка.cdw
втулка.cdw
Шатунный болт.cdw
КРЫШКА.cdw
ШАТУН.cdw
титульник1.doc
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
ГОУ ВПО «Омский государственный технический университет»
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ (РАБОТА)
Пояснительная записка
Шифр проекта (работы)_ КП 02068999-48-02 -00-00.000.ПЗ
Руководитель проекта (работы)
на курсовое проектирование
2. Перечень графического материала (с указанием обязательных чертежей)_
Сборочный чертёж компрессора
прочность5.doc
1. Расчет дискового поршня.
Расчёт производим по [6]
Напряжение в сечении поршня:
где z-число ребер; -ширина ребер; rн = Dп - 2 -ширина стенки;
rпр= - приведенный радиус.
Максимальное напряжение от изгиба
Для чугунов не более .
3.2. Расчет на прочность стержня шатуна.
Расчет стержня выполняем в наименьшем поперечном сечении шатуна имеющего форму двутавра (рисунок 4.3).
Рисунок 4.3. Форма поперечного сечения стержня шатуна.
Геометрические параметры сечения:
Находим площадь сечения:
Определяем момент инерции сечения относительно оси X:
Определяем момент инерции сечения относительно оси Y:
Суммарное напряжение от сжатия и продольного изгиба определяем по формулам Навье-Ренкина:
где Рсж - максимальная сила сжатия равная максимальной положительной
шатунной силе Рсж = 7651 кН=76510 Н;
L - длина шатуна L = 005 м.
Коэффициент с находим по формуле:
где упр - предел упругости материала упр = 630 МПа;
Е - модуль упругости Е = 2·105 МПа.
Находим напряжение растяжения по формуле:
где Рр - растягивающая сила равная наименьшей отрицательной шатунной
силе Рр = 8188 кН=81880 Н.
Определяем среднии напряжения в поперечном сечении шатуна:
Находим амплитудные напряжения в поперечном сечении шатуна:
Рассчитываем запасы прочности стержня шатуна:
где -1р - предел выносливости материала при растяжении -1р = 250 МПа;
α - коэффициент зависящий от характеристик материала принимается
равным 005 02 [5] α = 015.
Запасы прочности стержня шатуна получились больше допустимых минимальных значений запаса прочности следовательно стержень шатуна выдержит приложенные к нему нагрузки.
3.3. Расчет на прочность верхней головки шатуна.
Расчетная схема верхней головки шатуна представлена на рисунке 4.4.
Рисунок 4.4. Расчетная схема верхней головки шатуна.
Геаметрические параметры: d0 = 009 м; dн = 015 м; dвн = 0 105 м;
Lп.г = 008 м. Определяем среднее давление на верхнюю головку шатуна по формуле:
Находим масксимальное напряжение растяжения:
Находим амплитудное напряжение равное среднему напряжению по формуле:
Рассчитываем запас прочности верхней головки шатуна:
Запас прочности верхней головки шатуна получился больше допустим- ого минимального значениязапаса прочности следовательно верхняя голов- ка шатуна выдержит приложенные к ней нагрузки.
3.4. Расчет на прочность кривошипной головки шатуна.
Расчетная схема кривошипной головки шатуна представлена на рисунке 4.5.
Рисунок 4.5. Расчетная схема кривошипной головки шатуна.
Геометрические параметры: Fкр.А = Fкр.В = 00042 м2;
Fвт.А = Fвт.В = 00006 м2; R0 = 009 м; Rв = 00975 м;
Rн = 015 м; Lк.г = 009 м; Lб = 0235м.
Опредлеяем силу действующую на кривошипную головку шатуна:
где r - радиус кривошипа r = 011 м;
- угловая скорость коленчатого вала = 5231 радс;
λr - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна λr = 022 м;
mпос - масса поступательно двищужихся частей mпос = 81958 кг;
mвр.ш - масса вращающейся части шатуна mвр.ш = 119 кг;
mкр.ш - масса крышки шатуна mкр.ш = 55 кг.
Моменты инерции относительно крышки и втулки:
Находим момент сопротивления:
Определяем изгибающее напряжение верхей разъемной головки шатуна:
Находим момент cилы:
Находи силу действующую на нижнюю часть шатуна:
Определяем изгибающее напряжение нижней части шатуна:
3.5. Расчет шатунного болта.
Рис 4.6 Расчётная схема шатунного болта
Конструкция и диаметр болта [6] лежит в пределах
d=(018-025)dк.в; d=0038м.
Рассчитаем болт на растяжение под действием максимальной силы
где dвн-внутренний диаметр болта dвн =0036м; z-число болтовz=2.
По условиям прочности
Определим напряжение при затяжке болта
где К=25-4 принимаем К=4
где для резьбы без покрытия и смазочного материала fтр=02.
Для того чтобы выбрать по какому методу рассчитывать шток определим в соответствии с рис 4.7 Ld (где L-длина штокаL=08;d-диаметр штока d=006)
Ld=08006=13325 рассичитываем по Ясинскому:
Определим критическую силу:
где а=469 МПа в=262 МПа для стали 40
Запас усталостной прочности штока:
Рис 4.7 Расчётная схема штока
3.7. Расчёт крейцкопфного пальца.
По рекомендации для поршневых компрессоров двустороннего действия
По рекомендациям для легированных сталей
Рис 4.8 Расчётная схема крейцкопфного пальца.
Спецификация моя1.cdw
Оппозитный компрессор
КП2069889.48.02.00.00.001 СБ
КП2069889.48.02.00.00.000 ПЗ
Пояснительная записка
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Сталь 40 ГОСТ 1050-74
КП2069889.48.02.00.00.003
Рекомендуемые чертежи
- 14.02.2022
