Тепловой расчет поршневого компрессора

Задание к курсовому проекту

 

Холодопроизводительность:

Температура кипения:

Температура конденсации:

Рабочее вещество: R-22

 

Содержание

 

Введение

.Тепловой расчет поршневого компрессора

. Расчет газового тракта

. Динамический расчет поршневого компрессора

Расчет индикаторной диаграммы

Диаграмма суммарной силы

Диаграмма тангенциальных сил

Диаграмма радиальных сил

Уравновешивание

Расчет маховика

. Прочностной расчет деталей компрессора

Расчет коленчатого вала по статическим нагрузкам

Расчет подшипников

Расчет шатуна

Расчет поршневого пальца

Расчет поршня

Расчет гильзы цилиндра

Расчет сальника

Заключение

Список литературы

Приложения

поршень компрессор газовый тракт агрегат

 

Введение

 

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, теории механизмов машин, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

Целью данного проекта является проектирование 4-х цилиндрового V-образного поршневого компрессора, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических и других расчетов и нормативов.

 

Расчет газового тракта

 

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

D=60 мм, s=42 мм. Параметры пара в патрубках и клапанах определяем по режиму , соответствующему максимальной объемной производительности компрессора.

Диаметр всасывающего патрубка компрессора

 

 

-принятая скорость пара во всасывающем патрубке.

Принятый , тогда .

Диаметр нагнетательного патрубка компрессора

 

 

-принятая скорость пара в нагнетательном патрубке.

Принимаем , тогда

 

.

При выборе конструкции клапанов руководствуемся обеспечением максимальных проходных сечений при малых мертвых объемах, заключенных в полостях розеток всасывающих и седел нагнетательных клапанов. Средняя скорость пара во всех сечениях газового тракта рассчитывается из условия сплошности потока по уравнению: , где  - средняя скорость пара в сечении клапана,  - площадь проходного сечения,  - средняя скорость поршня,  - площадь поршня.

Скорость пара в отверстиях гильзы

 

,

 

где  - площадь проходного сечения в отверстиях; - принятый диаметр отверстия; - принятое число отверстий в гильзе.

Скорость пара в седле всасывающего клапана

 

,

 

где - площадь проходного сечения в седле всасывающего клапана;  - средний диаметр расточки каналов; - число перемычек; - длина перемычки; - радиальная ширина канала.

Скорость пара в щели всасывающего клапана

 

,

где - площадь проходного сечения в щели всасывающего клапана; - внутренний диаметр пластины, h=0.003 м - принятая высота подъема пластины клапана.

Скорость пара в седле нагнетательного клапана

 

, где

 

площадь проходного сечения в седле нагнетательного клапана;  - диаметр отверстия в седле малой пластины; - число отверстий в седле малой пластины.

Скорость пара в щели нагнетательного клапана

 

, где

 

- площадь проходного сечения в щели всасывающего клапана;  - средний диаметр малой пластины; h=0,0015м - высота подъема пластин.

Гидравлические потери во всасывающем вентиле компрессора

 

,

 

где  - принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля,  - плотность пара на всасывании в компрессор.

Гидравлические потери в нагнетательном вентиле компрессора , где  - принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля,  - плотность пара на нагнетании. Для расчета гидравлических потерь во всасывающем клапане определим эквивалентную площадь клапана

 

,

 

где . Коэффициент местного сопротивления кольцевых всасывающего и нагнетательного клапанов принимаем .

Условная постоянная скорость пара во всасывающем клапане

 

.

 

Скорость звука на всасывании

 

, где k=1.16 - показатель адиабаты, R=96.16Дж/(кг*К) - газовая постоянная.

Критерий скорости потока пара во всасывающем клапане

 

.

 

Проектируемый клапан удовлетворяет рекомендуемому условию .

Гидравлические потери в кольцевом всасывающем клапане .

Эквивалентная площадь нагнетательного клапана

 

.

 

Условная постоянная скорость пара в нагнетательном клапане

 

.

 

Скорость звука на нагнетании .

Критерий скорости потока пара в нагнетательном клапане

 

 

 

Проектируемый клапан удовлетворяет рекомендуемому условию .

Гидравлические потери в нагнетательном клапане

Гидравлические потери на стороне всасывания .

Гидравлические потери на стороне нагнетания

.

Диаграмма суммарной силы

Суммарная свободная сила действует по оси цилиндра: , где П - сила от давления пара в цилиндре, Н; - сила инерции поступательно движущихся масс, Н; - сила трения поступательно движущихся частей, Н.

Сила от давления пара в цилиндре определяется разностью давлений со стороны крышки цилиндра  и со стороны вала : .

Сила инерции поступательно движущихся масс , где - масса поступательно движущихся частей; - радиус кривошипа; - угловая скорость вала; - угол поворота кривошипа от верхней мертвой точки; - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Силу инерции можно представить как сумму двух составляющих сил, изменяющихся по закону косинуса: , где - сила инерции первого порядка; - сила инерции второго порядка. Для их расчета определим угловую скорость вала компрессора и массу поступательно движущихся частей:

 

, где

 

 

- масса поршня в сборе с поршневым кольцом, уплотнительными и маслосъемными кольцами;

 

 

 - масса шатуна

 - масса шатунной шейки

Графическое построение индикаторной диаграммы сил от давления пара на поршень : над диаграммой суммарной свободной силы проводим две полуокружности диаметром, равным ходу поршня. Из центров 0 полуокружностей к середине диаграммы в принятом масштабе откладываем отрезки  длинной

 

.

 

Из точки  через угол проводим линии до пересечения с полуокружностями. Проекции точек пересечения линий с полуокружностями на ось абсцисс показывают перемещение поршня, соответствующее повороту вала на угол .

Результаты расчета сил инерции в зависимости от угла поворота кривошипа приведены в таблице 2:

 

Таблица 2

α (град)	cos(α)	λ*cos(2*α)	Iп1	Iп2	Iп
0	1,000	0,200	-1585	-317	-1902
15	0,966	0,173	-1531	-275	-1805
30	0,866	0,100	-1373	-158	-1531
45	0,707	0,000	-1121	0	-1121
60	0,500	-0,100	-792	158	-634
75	0,259	-0,173	-410	275	-136
90	0,000	-0,200	0	317	317
105	-0,259	-0,173	410	275	685
120	-0,500	-0,100	792	158	951
135	-0,707	0,000	1121	0	1121
150	-0,866	0,100	1373	-158	1214
165	-0,966	0,173	1531	-275	1256
180	-1,000	0,200	1585	-317	1268
195	-0,966	0,173	1531	-275	1256
210	-0,866	0,100	1373	-158	1214
225	-0,707	0,000	1121	0	1121
240	-0,500	-0,100	792	158	951
255	-0,259	-0,173	410	275	685
270	0,000	-0,200	0	317	317
285	0,259	-0,173	-410	275	-136
300	0,500	-0,100	-792	158	-634
315	0,707	0,000	-1121	0	-1121
330	0,866	0,100	-1373	-158	-1531
345	0,966	0,173	-1531	-275	-1805

 

Силу трения условно принимаем постоянной. Для одного цилиндра

 

 

Сумма ординат всех сил для каждого угла поворота соответствует значениям суммарной свободной силы.

Диаграмма суммарных сил приведена в приложении 3

 

Диаграмма радиальных сил

Диаграмма радиальных сил строится в координатах . Значения радиальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа, полученные в ходе расчета, приведены в таблице 2. В радиальном направлении на кривошип кроме силы  действуют постоянные по величине силы инерции  от массы части шатунной шейки, приходящейся на один шатун, и от вращающейся части шатуна

 

: , где

 

 - диаметр шатунной шейки;

 - длина шатунной шейки;

- число шатунов на одной шейке;

- плотность материала коленчатого вала.

, где

 - масса вращающейся части шатуна.

Результирующая сила, действующая на шатунный подшипник, . Результирующая сила, действующая на вал компрессора, .

Диаграмма радиальных сил приведена в приложении 5

 

Уравновешивание

На опоры коленчатого вала, корпус и раму компрессора передаются неуравновешенные силы и моменты, вызывая вибрацию, дополнительные нагрузки на детали компрессора и расход мощности на колебания. Расчет уравновешивания заключается в определении необходимой массы противовесов. При выбранной компоновке компрессора и коленчатом вале с углом развала между кривошипами  масса противовеса, приведенная к радиусу кривошипа, . Часть приведенной к радиусу кривошипа массы противовеса, уравновешивающая момент сил инерции первого порядка, , где  кг - масса поступательно движущихся частей; - расстояние между серединами колен;  - расстояние между противовесами.

К неуравновешенным вращающимся массам кроме  и относится масса неуравновешенной части щеки

 

, где

 

 

- объем неуравновешенной части щеки.

Неуравновешенная вращающаяся масса, приведенная к радиусу кривошипа

 

,

 

где

 - число шатунов на шатунной шейке; - радиус инерции щеки.

Часть приведенной к радиусу кривошипа массы противовеса, уравновешивающая момент сил инерции неуравновешенных вращающихся масс, .

Полная приведенная масса противовеса .

Масса противовеса , где - радиус инерции противовеса.

Угол габарита противовеса

, где - средняя толщина противовеса.

При расчете коленчатого вала на прочность и жесткость необходимо учитывать силу инерции противовеса  и силу инерции неуравновешенной части щеки

: ;

.

 

Расчет маховика

Неравномерность вращения вала компрессора, выявленную при анализе тангенциальной диаграммы, можно снизить, присоединив к валу дополнительную массу, аккумулирующую избыточную кинетическую энергию. В современных компрессорах снижении степени неравномерности вращения достигается установкой маховика, эластичной муфты.

Максимальная избыточная работа, соответствующая наибольшей избыточной площадке на диаграмме тангенциальных сил, , где - площадь избыточной площадки на диаграмме тангенциальных сил; - масштаб длин:

; - масштаб сил.

Допускаемая степень неравномерности вращения вала при применении эластичной муфты .

Необходимый момент инерции муфты

.

Масса, достаточная для обеспечения допускаемой степени неравномерности, , где  - радиус инерции муфты.

Окружная скорость обода муфты , где - радиус обода.

Расчет подшипников

Расчет шатуна

 

Напряжение растяжения в среднем сечении

 

Расчет стержня шатуна

Суммарные напряжения от сжатия и продольного изгиба в среднем сечении определяют по эмпирическим зависимостям

В плоскости качения шатуна

 

 

В перпендикулярной плоскости

 

 

Напряжение сжатия в минимальном сечении

 

 

Запас прочности стержня шатуна на выносливость определяется по уравнению

 

 

Для плоскости Х-Х

 

 

Для плоскости Y-Y

 

 

Запас прочности

 

Расчет поршневой головки шатуна

На поршневую головку действуют переменная по величине и направлению сила Р_Ш и постоянное давление со стороны втулки. Когда шатун растянут, нагрузка на головку почти равномерно распространяется по верхней половине, а когда шатун сжат, то по нижней половине примерно по косинусоидальному закону.

Напряжение в сечении от действия силы Р_Ш определяется по уравнению:

 

, где

 

При растяжении:

 

 

b=0.03 м

 

 

При сжатии:

 

Напряжение от давления со стороны втулки определяется по уравнению

Давление между головкой и втулкой

 

 

где

тогда:

 

 

Головка нагружена асимметричным циклом напряжений с амплитудой

 

 

Средним напряжением

 

Запас прочности головки

 

 

Расчет поршневого пальца

 

Наибольшее давление на поршневой палец в подшипнике

 

 

Наибольшее давление в месте соединения пальца с поршнем

 

 

Напряжение от изгиба

 

 

Напряжение на срез в сечении между бобышкой поршня и головкой шатуна

 

Расчет поршня

 

 

Днище поршня рассчитывается как круглая пластина, заделанная по контуру. Наибольшие напряжения в местах заделки.

 

 

Эквивалентное напряжение в алюминиевом поршне по энергетической теории прочности

 

 

Давление на боковую стенку поршня

 

 

Расчет гильзы цилиндра

 

Гильза цилиндра рассчитывается на пробное гидравлическое давление p=3.5 МПа

Нормальные напряжения в стенке гильзы

 

 

Эквивалентное напряжение

 

 

Значения эквивалентных напряжений не должны превышать

Расчет сальника

 

Минимальное давление, допустимое на графитовые кольца при сохранении герметичности сальника,

Необходимая для его обеспечения сила от пружины сальника:

 

 

Сила одной пружины

 

 

z=10 -число пружин в сальнике.

Размеры пружин: средний диаметр пружины , диаметр проволоки d=0,0015 м, число рабочих витков , материал пружин - проволока с модулем упругости

Необходимый прогиб пружины при минимальном давлении на опорной поверхности графитовых колец сальника

 

 

Максимальный допустимый износ пары трения графит-сталь составляет 0,0015 м, для двух пар износ 0,003 м.

Необходимый прогиб пружин в начальном состоянии

 

 

Сила одной пружины при прогибе

 

Напряжение в пружине при максимальном прогибе

 

 

Наибольшее давление на опорной поверхности графитового кольца

 

 

Заключение

 

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика расчета элементов поршневого компрессора, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизмов.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный поршневой компрессор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

Все рассчитанные детали компрессора имеют необходимый запас прочности.

Расчет коленчатого вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

 

Список литературы

 

1. Тимофеевский Л.С., Бухарин Н.Н., Пекарев В.И. ‘Холодильные машины’: учебник для студентов ВТУЗов. ‘Политехника’, 2006 г., 944 с.

. Кошкин Н.Н., Бухарин Н.Н., Пекарев В.И. ‘Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин’: учебное пособие для студентов ВУЗов. Л., ‘Машиностроение’, 1976 г., 464 с.

. Польманн. Учебник по холодильной технике: Основы-комплектующие-расчеты: Монтаж, эксплуатация и техн. обслуживание холодил. установок: [Пер. с фр.] / В. Мааке, Г.-Ю. Эккерт, Жан-Луи Кошпен; [МГУ], 1142 с. ил. 25 см, М. Изд-во Моск. ун-та 1998

. Быков А.В. ‘Холодильные компрессоры’. Справочник. М. ‘Легкая и пищевая промышленность’, 1981 г., 280 с.

 

Приложение 1

 

Расчет интенсивности нагрузки

α	θ	0	15	30	45	60	75	90	105	120	135	150	165
0	0	23	23	23	23	23
15	334	7,5	7,5	7,5
30	182									3,3	3,3	3,3	3,3
45	160								5	5	5	5	5
60	158								4,4	4,4	4,4	4,4	4,4
75	168								3,6	3,6	3,6	3,6	3,6
90	181									3,5	3,5	3,5	3,5
105	193										4	4	4
120	195										4,6	4,6	4,6
135	193										5,1	5,1	5,1
150	190										5,4	5,4	5,4
165	185									5,6	5,6	5,6	5,6
180	180									5,7	5,7	5,7	5,7
195	174									6,4	6,4	6,4	6,4
210	169								6,3	6,3	6,3	6,3	6,3
225	163								6,35	6,35	6,35	6,35	6,35
240	155							6,3	6,3	6,3	6,3	6,3	6,3
255	146							6,25	6,25	6,25	6,25	6,25	6,25
270	134						6,35	6,35	6,35	6,35	6,35	6,35	6,35
285	117					6,8	6,8	6,8	6,8	6,8	6,8	6,8	6,8
300	90			9,7	9,7	9,7	9,7	9,7	9,7	9,7	9,7	9,7
315	62	18,3	18,3	18,3	18,3	18,3	18,3	18,3	18,3	18,3
330	41	22,4	22,4	22,4	22,4	22,4	22,4	22,4	22,4
345	22	21,1	21,1	21,1	21,1	21,1	21,1
Сумма		92,3	92,3	102	94,5	101,3	84,65	76,1	101,75	103,85	104,65	104,7	95