Проектирование поршневого компрессора

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

Раздел 1. Тепловой расчет компрессора

1.1 Расчет на R507

Компрессор ПГ-5

Исходные данные:

Холодильный агент R507

Температура кипения: -180c

Температура конденсации: 40 0c

Диаметрцылиндра поршня: 40мм

Ход поршня: 32 мм

Чистота вращения вала: 24 об/сек

1.Схема и цикл холодильной машины

Параметры цикла

Параметры	Ед. измер.	Точки
		1	2	3	4	5	6
Давления, Р	Бар	3.2	19,1	19,1	19,1	3,2	3,2
Температура,t	0С	-18	40	40	-18	-18	-18
Энтальпия,h	кДж/кг	380	430	250	220	220	355
Обьём,v	м3/ кг	0,067	0,015	-	-	-	-

Удельные характеристики цикла :

Удельная массовая холодопроизводительность



q0=h1-h4=380 - 220 =160 ( кДж/кг)

Удельная объёмная холодопроизводительность

qv==кДж/м

Удельная адиабатная работа сжатия

W = h2 - h1=430 - 380 = 50(кДж/кг)

Коэффициент подачи компрессора

л==

лc=1-c[ () - 1] = 1-0.03[ -1]=0.85

л'w== =0.88

Действительная объемная производительность компрессора

Vд=Vh* л=

Теоретический объем, описанный поршнями компрессора

Vh=

Массовый расход холодильного агента

Ma= (кг/с)



Производительность компрессора

Q0=Ma*q0= 0.019*160=3.04

Адиабатная мощность компрессора

Na=Ma*w =0.019*50=0.95(кВт)

Индикаторная мощность компрессора

Ni=(кВт)

Мощность трения

NTP=Vh*pшез=0,0018*30=0.054(кВт)

Эффективная мощность компрессора

Ne=NTP+Ni=0.054+1,.14=1,164(кВт)

1.2 Расчет на R404

Исходные данные:

Холодильный агент - R404

Компрессор-ПГ 5



Схема и цикл холодильной машины

Параметры цикла

Параметры	Ед. изм.	Точки
		1	2	3	4	5	6
Давление, P	Бар	3,2	19.1	3,2
Температура, t	єC	-18	40	40	40	-18	-18
Энтальпия, h	кДж/кг	390	450	238	230 200	360
Объём, v	мі/кг	0,088

Удельные характеристики цикла :

удельная массовая холодопроизводительность

q0=h1- h4=390 - 230=60 ( кДж/кг)

удельная объёмная холодопроизводительность

qv=(кДж/мі)

Удельная адиабатная работа сжатия

W = h2 - h1 =450 - 390 = 60(кДж/кг)

Теоретический объем, описанный поршнями компрессора

=

Коэффициент подачи компрессора

=0.85*0.88=0.74

=0.85

=0.88

Действительная объемная производительность компрессора

Vд=Vh* л=0.018*0.74=0.0013

Массовый расход холодильного агента

Ma=

Производительность компрессора

Q0=Ma*q0=0.014*60=0.84

Адиабатная мощность компрессора

Na=Ma*W=0.84*60=50.4(кВт)

Индикаторная мощность компрессора

Ni=(кВт)

Мощность трения

NTP=Vh*pшез=0.0018*30=0.054(кВт)

Эффективная мощность компрессора

Ne=NTP+Ni=0.054*50.4=2.7(кВт)



Раздел 2. Описание компрессора

По холодопроизводительности данный КМ является компрессором малой производительности (от 2 кВт до 10 кВт);

По типу холодильного агента - фреоновый;

По конструкции кривошипно-шатунного механизма - бескрейцкопфный;

По направлению движения хладагента -не прямоточный, т.к. поршень глухой, пар изменяет своё направление вместе с ходом поршня;

По числу цилиндров - 2-х цилиндровый;

По расположению осей цилиндров - вертикальный;

По числу ступеней сжатия -двохступенчатый;

По степени герметичности - безсальниковый;

По расположению цилиндра и картера КМ - блок-картерный (картер и блок литые);

По типу смазки - масленый туман (разбрызгивание происходит за счёт коленчатого вала);

По рабочим полостям цилиндров - простого действия;

По системе охлаждения цилиндров - воздушное;



Раздел 3. Конструктивный расчёт компрессора

Исходные данные:

Частота вращения вала

(1/с)

Количество цилиндров компрессора

z = 2

Теоретический объём компрессора

=0,0018мі/с)

Определение основных размеров и параметров

Средняя скорость поршня

(м/с)

Параметр ускорения

(м/сІ)

Параметры удельных сил инерции

()

Таблица

Диаметр цилиндра компрессора	D, м	0,04
Ход поршня компрессора	S, м	0,025
Радиус кривошипа	R, м	0,02
Высота поршня	, м	0,04
Высота крейцкопфной части поршня	H	-----
Наружный диаметр поршневого пальца	, м	0,02
Внутренний диаметр поршневого пальца	, м	0,012
Радиальная толщина кольца	, м	0,005
Высота кольца	, м	0,001
Высота розетки всасывающего клапана	, м	0.005
Высота седла всасывающего клапана	, м	0.007
Диаметр шатунной шейки вала	, м	0,016
Диаметр коренной шейки вала	, м	0,035
Ширина верхней головки шатуна	, м	0,017
Ширина нижней головки шатуна	, м	0,017
Наружный диаметр верхней головки шатуна	, м	0,022
Внутренний диаметр верхней головки шатуна	, м	0,019
Длина нижней головки шатуна при прямом разъеме шатуна	Х , м	1.2
Высота нижней головки шатуна при прямом разъеме шатуна	У , м	1.2
Наружный диаметр нижней головки при косом разъеме шатуна	, м	-----
Длина шатунной шейки вала	, м	0,018
Длина пальца	, м	0,034
Толщина щеки коленчатого вала	, м	0,021
Длина шатуна	, м	0,125
Длина стержня шатуна		0,036
Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна		0,16
Площадь среднего сечения стержня шатуна	,	0,0018



Раздел 4. Динамический расчет компрессора

4.1 Определение масс движущихся частей

4.1.1 Определение масс движущихся возвратно поступательно

Возвратно-поступательные движения совершают: поршень, поршневой палец, кольца, всасывающие клапана(установленные на поршне прямоточного компрессора). Шатун совершает сложное движение, поэтому его массу условно разделяют на две части. Одна сосредоточена в центре верхней головки шатуна, другая в центре нижней части шатуна

Масса поршня mп

Материал изготовления поршня - сталь (). Поршень данного компрессора выполнен полым, поэтому практикой установлено, что масса поршня составляет примерно одну треть от массы цилиндра.

Масса поршневого пальца mп.п

Поршневой палец изготовлен из стали()

Масса шатуна mш

Шатун данного компрессора изготовлен из стали

Масса верхней головки шатуна mв.г.ш

Масса стержня mст



Масса нижней головки шатуна при прямом разъёме mн.г.ш

Определение масс движущихся вращательно

Этими массами в компрессоре являются: вал и шатун. Массу считают сосредоточенной в центре шатунной шейки.

кг

масса неуравновешенной части коленчатого вала, приведённая к центру шатунной шейки;

масса шатунной шейки

масса шатуна.

Вал всегда изготавливают из стали, плотность .

Площадь и центр тяжести вала определим известным из механики способом.

Построение диаграмм усилий, действующих на механизм движения

Среднее значение тангенциальной силы T ср

Преодолевающий момент сопротивления компрессора

Мощность двигателя

Момент инерции маховика

Максимальная избыточная работа крутящего момента

Определение массы противовеса

Определение ширины противовеса



Раздел 5. Расчёт газового тракта

Уравнение сплошности потока

, где

- площадь поршня, м2;

- средняя скорость поршня, м/с;

- средняя скорость пара в рассматриваемом сечении i, м/с;

- живое сечение рассматриваемого элемента газового тракта.

Расчет газового тракта проводят из условия сплошности потока пара

Средние скорости пара для фреона указаны в таблице:

Проходное сечение	, м/с
Всасывающий патрубок	17
Всасывающий клапан: - седло и розетка - щель	17 25
Нагнетательный клапан: - седло и розетка - щель	22 25
Нагнетательный патрубок	22

Патрубки компресора

Средняя скорость пара всасывающего патрубка компрессора



Средняя скорость пара нагнетательного патрубка компрессора

=0,0041 м/с

Суммарная площадь проходного сечения окон прямоточного компрессора

Средний диаметр пояса отверстий

Количество отверстий

Расстояние между отверстиями и каналами сверленных отверстий

Исходные данные:

-диаметр седла ,=0,012 м

- кол-во рабочих пластин клапана

Z=1

h-высота подъема пластины клапана

Толщина клапана

Всасывающий клапан - Кольцевой

Седло

м

Щель

м

Розетка



Болты верхней крышки цилиндров

Исходные данные

- поверхность крышки , подвергаемая действию давления

m =0,75 коэффициент , зависящий от упругих свойств прокладки

i = 4 кол-во болтов

d=0.005 м - внутренний диаметр резьбы болта

, - для стали допустимое напряжение на растяжение

Сила растягивающая болты

Н

Нагрузка на все болты с учетом необходимой затяжки прокладки

Н

Сила , действующая на один болт

Н

Напряжения разрыва

Момент сопротивления изгибу

Напряжение сжатия

Боковое давление на стенку цилиндра

0.753*0.1=7.53 H

Поршень удовлетворяет условиям прочности.

Поршневой палец

Назначение поршневого пальца - соединение поршня с верхней головкой шатуна. Вбольшинствесовременныхкомпрессоровпалецявляетсясвободноплавающим и испытывает деформации изгиба и среза от силы, действующей перпендикулярно оси пальца.

Ширина верхней головки шатуна	, м	0,017
Наружный диаметр поршневого пальца	, м	0,020
Внутренний диаметр поршневого пальца	, м	0,012
Длина пальца	, м	0,034

Максимальный изгибающий момент

Наибольшая сила, действующая на палец

P=

Момент сопротивления изгибу

Максимальное напряжение изгиба

Максимальное напряжение среза в поршневом пальце

Поперечное сечение пальца в месте среза

Шатунный болт

Диаметр головки шатуна		0,0072
Диаметр головки болта		0,012
Внутренний диаметр резьбы		0,006
Наружный диаметр резьбы		0,00708
Средний диаметр резьбы		0,00654
Число болтов	i	2
Наружный диаметр болта		0,006
Коэффициент трения в нарезке

Сила, действующая вдоль болта

=

Сила затяжки

Суммарная площадь поперечного сечения болтов

=

Площадь поперечного сечения деформируемой части шатуна

=

Величина крутящего момента, нагружающего болт при затяжке

=

Момент сопротивления кручению

=

Напряжение кручения в теле при завертывании

=

Напряжение растяжение в сечении одного болта

=

Сложное напряжение в расчетном сечении

=

Напряжение смятия головки болта

=

Шатунный болт удовлетворяет условиям прочности.

Расчёт вала

Коленчатый вал является ответственной деталью, от совершенства конструкции которой зависит надежность и безопасность эксплуатации компрессора в целом. Практика компрессоростроения выработала нормы проектирования валов, когда заранее намечаются основные размеры, а после производится поверочный расчет на прочность, жесткость и крутильные колебания.

В конструкции валов отражаются принципы, положенные в основу проектирования современных компрессоров: пространственное расположение большого числа цилиндров, статическая определимость системы, обуславливающая применение только двух опор вала, уравновешивание сил инерции, принудительная жидкостная смазка подшипников.

Вал фиксируется в одном из подшипников, во втором подшипнике вал может перемещаться вдоль оси. В качестве коренных подшипников в компрессорах применяют как подшипники скольжения, так и качения.

Валы компрессоров обычно изготавливают из стали 45 или 40Х. В многоцилиндровых компрессорах первостепенное значение имеет жесткость вала. Под этим требованием понимаютограничения, налагаемые на деформации под действием внешних нагрузок. Прогиб шатунной шейки не должен выходить за пределы минимального масляного слоя.Проектирование поршневого компрессора холодильных машин и тепловых насосов

Прогиб недостаточно жесткого вала резко ухудшает условия работы подшипников качения, если они не обладают способностью самоустанавливаться.

Несущая способность валов компрессоров определяется их жесткостью, прочность валов при этом обычно оказывается достаточной, поскольку приведенные напряжения являются ниже допустимых значений.

При расчете вала исходят из следующих предпосылок:

--вал является свободно опертой балкой на двух опорах, расположенных по середине коренных шеек;

--собственный вес вала не учитывается;

--вал рассматривают в положении, когда максимальные усилия действуют в одном из средних цилиндров;

--в короткоходовых компрессора деформация щек не учитывается.

Расчет вала ведут отдельно в плоскостях действия радиальных и тангенциальных сил.Радиальные силы и момент изгибают вал в плоскости кривошипов. Тангенциальные силы и момент, передаваемый на вал от электродвигателя, изгибают вал в плоскости, перпендикулярной кривошипу.

Вал нагружается силами в соответствии с углом развала между цилиндрами и углом заклинивания кривошипа, при этом используются данные динамического расчета.

Проверку вала на прочность ограничивают упрощенным статическим расчетом, поскольку напряжение и деформации вала оказываются незначительными.

При расчете вала на жесткость действительное значение прогиба определяют путем векторного сложения прогибов, рассчитанных в двух плоскостях.

Расчёт вала на прочность

Средняя тангенциальная сила		1418
Радиус кривошипа		0,025
Диаметр шатунной шейки вала	, м	0,046
Расстояние между коренными опорами		0,51
Модуль упругости вала	Е, МПа
Допустимое напряжение для стального вала		200
Допустимый прогиб для стального вала

Выбираем цилиндр № 1

l=180 мм

l1=56мм

l2=120мм

Построение епюр изгибающих моментов



Суммарный изгибающий момент

+ Реакции в опорах

- левая опора

=



-Правая опора

=

Крутящий момент постоянен по величине

=

Момент сопротивления изгибу сечения вала

=

Напряжение при работе вала на изгиб

=

Момент сопротивления кручению

=

Напряжение при кручении вала

=

Сложное напряжение при работе на изгиб и кручение одновременно

=

удовлетворяет условиям прочности.



Раздел 6. Расчет коренных подшипников

Суммарная реакция в опоре		2308,51
Диаметр коренной шейки вала		0,035
Длинна подшипника	l,м	0,02



Раздел 8. Расчет смазки компрессора

Назначение смазки компрессора состоит в уменьшении износа и охлаждении трущихся поверхностей, а также в создании «масляного затвора» сальника.

Смазке подлежат: цилиндры, поршневой палец, шатунные шейки, коренные подшипники.

Смазка производится разбрызгиванием (масляным туманом) или принудительно путем подачи масла под давлением непосредственно на трущиеся поверхности.

В малых сальниковых компрессорах (мощностью до 5 кВт) допускается смазка всех трущихся поверхностей разбрызгиванием. В более крупных компрессорах коренные подшипники качения, цилиндры, а в некоторых случаях и поршневые пальцы также смазываются разбрызгиванием.

Расход масла определяют:

? по количеству тепла, которое должно быть отведено от трущихся поверхностей;

? из условия выдавливания масла через торцевые зазоры подшипников

8.1 Расчёт расхода масла по количеству тепла, отведённого от трущихся поверхностей

Мощность трения		0,054
Плотность масла		880
Теплоемкость масла		2
Подогрев масла		10

Расход масла на охлаждение трущихся пар

=

8.2 Расчёт расхода масла из условия выдавливания масла через торцевые зазоры подшипников

Диаметр подшипника	D,м	0,05
Диаметр цапфы		0,04
Длинна цапфы		0,04
Среднее давление		1,5
Отношение длинны подшипника к диаметру цапфы		1,06
Вязкость масла		0,002
Угловая частота вращения вала		150,72
Максимальная величина прогибашатунной шейки вала
Среднееквадратноеотклонениемикронеровностей		0,2*

Абсолютный диаметральный зазор. Его рассчитывают следующим образом:

Диаметр отверстия

=0,05+25*=0,050025м

=0,05м

Диаметр вала

= 0,05-41*=0,049959м

=0,046-20*=0,04998м

Отклонения

=0,050025-0,04998 = 4,5*

=0,046-0,04595 = 4,1*

Абсолютный диаметральный зазор

=

Относительный диаметральный зазор

=

Коэфициент нагруженности подшипника

=

Толщина масляного слоя составит

=0,5*(1-0,8)*0,00107*0,04=0,0000042

Критический зазор, при котором произойдет касание деталей

=0,00001+2*0,2*

Коэффициент запаса надёжности жидкостного трения в подшипнике

=

Количество масла, выдавливаемого через торцевые зазоры подшипника

= 0,11*150,72*0,00107*0,04*0,0016=1,13*

Общий расход из всех подшипников

=1,13*

Диаметр подшипника	D,м	0,039
Диаметр цапфы		0,03
Длинна цапфы		0,06
Среднее давление		1,5
Отношение длинны подшипника к диаметру цапфы		1,06
Вязкость масла		0,002
Угловая частота вращения вала		150,82
Максимальная величина прогибашатунной шейки вала
Среднееквадратноеотклонениемикронеровностей		0,2*

Абсолютный диаметральный зазор:

Диаметр отверстия

=0,039+25*=0,05005м

=0,039м

Диаметр вала

= 0,039-50*=0,04995м

=0,039-25*=0,049975м

Отклонения

=0,039025-0,038975 = 5*

=0,039-0,03895 = 5*

Абсолютный диаметральный зазор

=

Относительный диаметральный зазор

=

Коэфициент нагруженности подшипника

=

Толщина масляного слоя составит

=0,5*(1-0,8)*0,0012*0,03=0,0000036

Критический зазор, при котором произойдет касание деталей

=

Коэффициент запаса надёжности жидкостного трения в подшипнике

=

Количество масла, выдавливаемого через торцевые зазоры подшипника

= 0,11*150,72*0,0012*0,03=1,7*

Общий расход из всех подшипников

=1,7*

Для коренных подшипников скольжения производим аналогичный расчёт, тогда общий расход масла составляет

=3,5*

поршневой компрессор подшипник масло



Размещено на Allbest.ru