Расчет газового тракта - Проектирование поршневого компрессора

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

Щель

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

Нагрузка на все болты с учетом необходимой затяжки прокладки

Сила, действующая на один болт

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

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.

Расчет 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.

Расчет 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