601

Расчетная часть-Расчет поршневого компрессора 4ВУ 5/9-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 175181
Дата закачки: 24 Ноября 2016
Продавец: lesha.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word
Сдано в учебном заведении: ******* Не известно

Описание:
Расчетная часть-Расчет поршневого компрессора 4ВУ 5/9-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: 5 РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
5.1 Расчет на прочность основных деталей компрессора
5.1.1 Расчет поршня

Поршень компрессора воспринимает давление газов, которое развивается в цилиндре, в результате чего его донышко непосредственное сталкивается с нагретыми продуктами сжатия. Поэтому металл, используемый для изготовления поршня, повинен владеть высокими механическими свойствами при повышенных температурах, теплопроводимостью, повинный быть износостойким и хорошо заполнять литейную форму. Металл, предназначенный для изготовления поршня, с целью уменьшения силы инерции, которая возникает при его руссе, кроме того, повинный иметь должна была удельный вес.
Поршни быстроходных дизелей изготовляют из легких сплавов на алюминиевой основе с высоким содержанием кремния и сниженным коэффициентом линейного расширения. Поршни из этих сплавов подвергают закалке в воде при 500-550 С и отпуску при 100-200 С на воздухе. Сплавы на алюминиевой основе имеют малую удельный вес и имеют высокую теплопроводимость. Поршни, изготовленные из этих сплавов, имеют малый вес и при работе двигателя низкую температуру донышка поршня.
Для предотвращения ускоренного износа рабочей поверхности поршни, изготовленные из легких сплавов, после механической обработки подвергают анодизацию. Анодизацию делают в электролитической ванне, наполненной 3%-ним раствором хромового ангидрида. Образуется потом анодизации крепкая гладкая пленка охраняет поверхность поршня от возникновения твердых кристаллов окиси, которые способствуют усиленному износу поршня и поверхности рабочей втулки цилиндра. Для ускорения приробляння поверхность поршней гальваническим способом покрывают слоем олова толщиной около 0,02 мм
Предварительно принимаем основные размеры:
диаметр поршня - мм;
толщина донышка - мм;
расстояние к первому поршневому кольцу - мм;
диаметр под поршневой палец - мм;
рабочая длина гнезда пальца - мм
Наименьшее пересечение головки поршня проверяют на сжимание силой :
(5.1)
где  см2 - площадь наименьшего пересечения головки поршня.
Тогда имеем:
кгс/см2 МПа МПа
Давление газов вызывает напряжения изгиба в донышке поршня. Рассматривая донышко как круглую плиту, опершую по окружности диаметра гибочный момент относительно пересечения I - I:
(5.2)
Тогда имеем
кгс (см Н (г.
Напряжения изгиба:
(5.3)
где W - момент сопротивления плоского донышка:
(5.4)
3.
Тогда
кгс/см2 МПа МПа
Длину направляющей части поршня проверяют по наибольшему допустимому удельному давлению на стенки цилиндра:
(5.5)
кгс/см2 МПа МПа
где  кгс кН - наибольшее нормальное усилие, которое действует на стенку цилиндра.
Допустимое значение k зависит от материала поршня и интенсивности теплоотвода от его стенок.
Поверхность опорных гнезд пальца поршня проверяют на наибольшее допустимое удельное давление:
(5.6)
Тогда
кгс/см2 МПа МПа.
Допустимая величина зависит от способа закрепления поршневого пальца.

5.1.2 Расчет поршневого пальца

Для сочленения поршня с шатуном в направляющей части поршня розміщається поршневой палец. В практике набутили приложения два способа установки поршневого пальца в бобишках направляющей части поршня:
- палец закрепляется у бобишках поршня жестко, а шатун имеет угловое перемещение относительно оси пальца;
-  палец у бобишках поршня не закрепляется, потому во время работы он возвращается вокруг своей оси, и шатун имеет угловое перемещение относительно оси пальца.
Конструкция такого соединения называется "пальцем, который плавает,". К преимуществам "пальца, который плавает," относятся:
– скорость движения поверхности вкладыша главного подшипника шатуна относительно поверхности пальца меньше по сравнению со скоростью при закрепленном пальце;
– износ пальца и вкладыша главного подшипника меньше и происходит более равномерно;
– более равномерное распределение напруг в пальце, вследствие чего улучшаются условия работы пальца на усталость.
Поршневой палец работает в сравнительно жестких условиях: ударный характер нагрузки; большие удельные давления на поверхность пальца; воспринимает тепло от сильно нагретого донышка поршня; подведение масла на поверхность пальца затруднен. Поэтому материал пальца повинен иметь вязкость, высокой прочностью и твердой поверхностью.
Пальцы изготовляют путем ковки или штампования. Пальцы быстроходных двигателей изготовляют из легированной стали. Для получения необходимой твердости поверхность пальца цементируют и закаляют с глубиной цементованного, слоя в зависимости от диаметра пальца 0,5 - 2 мм
Предварительно принимаем основные размеры:
– диаметр поршневого пальца - мм;
– длина вкладыша главного подшипника - мм;
– внутренний диаметр поршневого пальца - мм;
– длина поршневого пальца - мм
Рассматривая палец как балку со свободно опершими концами, с равномерно распределенной нагрузкой на длине вкладыша главного подшипника, гибочный момент относительно опасного переріза будет равняется:
(5.7)
кгс (см Н (м
где см - расстояние между серединами опор пальца.
Напряжения изгиба будут уровни:
(5.8)
где W - момент сопротивления для пустого пальца:
(5.9)
см3
Тогда
кгс/см2 МПа МПа
Напряжения пальца, что срезают, в пересечении 2 определяют из уравнения:
(5.10)
кгс/см2 МПа МПа
где F - поперечный перерез пальца:
(5.11)
см2
При работе компрессора происходит деформация пересечения пальца (овализация), что при больших значениях может нарушать нормальную работу сочленения поршень-шатун.
Линейное увеличение диаметра пальца определяют из выражения:
(5.12)
где кгс/см2 - модуль упругости для стали;
(5.13)
мм
Относительная деформация пальца:
мм/см мм/см. (5.14)
Напряжения, вызванные овализацией, на внешней и внутренней поверхности поршневого пальца уровни:
– в горизонтальном пересечении пальца на внешней его поверхности:
кгс/см2 МПа; (5.15)
– на внутренней поверхности:
кгс/см2 МПа; (5.16)
– в вертикальном перерезе пальца на внешней его поверхности:
кгс/см2 МПа; (5.17)
– на внутренней поверхности:
кгс/см2 МПа (5.18)
где
(5.19)
Соответственно
.
Удельное давление в главном подшипнике определяют из уравнения:
(5.20)
кгс/см2 МПа МПа.
5.1.3 Расчет поршневого кольца

Поршневое кольцо обеспечивает уплотнение цилиндра от прорыва газов и передачу тепла от головки поршня к стенкам рабочей втулки цилиндра. Эти функции обычно выполняют два-три верхних кольца, другие повышают надежность их работы.
Верхние кольца находятся в наиболее тяжелых условиях, потому что они сильно нагреваются и делают большую работу трения. Работа трения поршневых колец складывает близко 60% всех механических потерь двигателя. Удельная работа поршневых колец, то есть работа трения, отнесенная к единице поверхности тертьових деталей, значительно больше, чем удельная работа трения рабочей втулки цилиндра. Таким образом, при прочих равных условиях линейный износ поршневых колец будет больше износа рабочей втулки цилиндра. Срок службы поршневого кольца может быть увеличен правильным подбором твердости металла пары поршневое кольцо - рабочая втулка цилиндра.
Лучшим материалом для изготовления поршневых колец является чугун, потому что он владеет хорошими антифрикционными качествами благодаря наличию в структуре свободного графита и удовлетворительной жаростойкостью при температуре 300 - 400 (C.
Поршневые кольца изготовляют из чавуна марки СЧ24-44 с содержанием фосфора к 0,7% и с мелкокристаллической структурой. Твердость поршневых колец для повышения срока их службы должна быть на 20 - 30 единиц по Бринелю больше твердости рабочей втулки цилиндра. Опытные данные показывают, что покрытие рабочей поверхности поршневого кольца пористым хромом увеличивает срок его службы и уменьшает износ рабочей втулки цилиндра.
На срок службы поршневого кольца также влияют его размеры и размеры ручья (канавки в поршне для размещения кольца). Удельное давление кольца на стенки цилиндра определяется давлением газов на внутреннюю поверхность кольца.
Стопорить поршневое кольцо от углового перемещения не выплывает, потому что это способствует его пригорянню. В тихоходных двигателях число поршневых колец достигает 5-7, в быстроходных же, благодаря уменьшению времени перетока газа через неплотности колец, их сокращают до 3-5.
Для предотвращения попадания масла в камеру сгорания и снятия его излишка из стенок цилиндра на поршне устанавливают маслозйомні кольца. Обычно их розмещают внизу головки или внизу юбки поршня. К особенностям маслозйомних колец в отличие от уплотняют относятся:
- имела тертьова поверхность кольца и, следовательно, высокое удельное давление его на стенки цилиндра, что позволяет кольцу зскребать масло из стенок при руссе поршня вниз;
- малый осевой зазор (0,02 - 0,08мм) между кольцом и ручьем;
- наличие в стенках поршня под маслозйомним кольцом или за ним полостей, в которых собирается масло, которое снимается, и каналов для его отвода.
Расположение поршневых колец определяет высоту головки поршня. Чем более близкое верхнее кольцо к донышку поршня, тем меньше будет высота его головки, но зато условия работы кольца будут тяжелее. Чем более близкое кольцо к донышку поршня, тем выше его температура, а следовательно, тем больше будет склонность к загоранию. Кольцо загорает в силу того, что масло, которое находится в осевом зазоре между ним и торцевой стенкой ручья, при высокой температуре образует нагар, который препятствует упругим перемещением кольца. Кольцо перестает выполнять свои функции. Во избежание этого, верхнее поршневое кольцо при верхним крайним положении поршня не должно быть выше краю рабочей втулки цилиндра, омываемого водой. При нижним крайним положении поршня нижнее маслозйомне кольцо должно, приблизительно до половины своей ширины, выходить за покромку рабочей втулки цилиндра. При несоблюдении этого требования в нижней части поверхности рабочей втулки цилиндра в результате ее износа образуется уступ.
Принимаем основные размеры кольца:
– диаметр кольца - мм;
– ширина кольца - мм;
– высота кольца - мм;
– вырез кольца - мм;
– температурный зазор - мм
Рассматривая поршневое кольцо как балку, зажатую одним концом, учитывая, что в рабочем состоянии оно имеет пролет и при надевании на поршень находим:
(5.21)
Тогда
кгс/см2 МПа МПа;
Тогда
(5.22)
кгс/см2 МПа МПа
где см;
;
кгс/см2 - модуль упругости чавуна, из которого изготовленное кольцо. Удельное давление кольца на стенку цилиндра p, если известно напряжение определяют таким способом:
(5.23)
кгс/см2 кПа кПа.
Аналогично определяют силу P, которая преодолевает стрелу прогиба :
(5.24)
кгс Н.
Экспериментальные исследования показывают, что величина удельного давления кольца на стенки цилиндра не является одинаковой по длине кольца. Она изменяется в зависимости от положения замка кольца и особенно от степени изношенности кольца и рабочей втулки цилиндра.
Верхнее кольцо испытает наибольшее давление, а все другие гораздо меньше. Этим и объясняется ускоренный износ верхнего кольца.

5.1.4 Расчет на прочность шатуна

Назначение шатуна - передавать усилие от поршня двигателя к коленному вала. Шатун в собранном виде состоит из верхней головки (в ней содержится главный подшипник), стержня и нижней головки, в которой находится мотильовій подшипник. С помощью главного подшипника шатун соединяется с поршнем, а с помощью мотильового - с мотильовою шейкой коленного вала. При передаче усилий от поршня к коленному вала в стержне шатуна возникают напряжения сжимания и изгиба. Кроме того, вследствие быстрого нарастания давления в цилиндре в период сгорания топлива шатун поддается ударной нагрузке.
В связи с этим материал для изготовления шатуна повинен быть высокого качества. Шатуны куют или штампуют из углеродной или легированной стали. Отдельные нижние головки шатуна изготовляют обычно из литой стали.
Вкладыши главного подшипника чаще всего изготовляют литыми из бронзы, но их выполняют и стальными со следующим заливанием слоем антифрикционного сплава. Вкладыши мотильового подшипника в большинстве случаев изготовляют стальными с заливанием антифрикционным сплавом. Из антифрикционных сплавов наибольшее приложение получил высоко оловянисті баббит.
В быстроходных двигателях получило большое распространение как антифрикционный сплав свинцовая бронза. Свинцовая бронза менее пластична, чем баббит, а потому хуже приделывается к вала. Для надежной работы вкладыша из свинцовой бронзы необходимо тщательная очистка смазывания, при этом кислотность ее растет быстрее, чем в подшипниках с баббитовым залил.
Расхождение конструктивной формы шатунов в основном определяется конструкцией его верхней головки. В тронкових двигателях обычно шатуны имеют неразъемную верхнюю головку.
Форма пересечения стержня шатуна бывает круглой, колец и двутавровой. Кольцевую и двутавровую формы пересечения стержня шатуна применяют в быстроходных двигателях, потому что шатуны данного пересечения имеют меньший вес, а следовательно, и меньшие силы инерции. Нижнюю головку шатуна выполняют отдельно от стержня и заодно с ним. Изготовление верхней половины нижней головки заодно со стержнем позволяет уменьшить вес шатуна.
Верхняя половина мотильового подшипника передает на шейку коленного вала усилия, равное разнице давления газов на поршень и сил инерции, потому она должна иметь достаточную твердость. Нижняя половина мотильового подшипника в четырехтактовых двигателях в период такта наполнения и впуска нагружена только силами инерции частей, которые двигаются.
Стяжные болты верхней и нижней головок шатуна являются деталями, разрыв которых приводит к большой аварии двигателя, потому к материалу и изготовлению их предъявляются повышенные требования.
Конструкция болта должна быть равномерной, концентрации напруг не должно быть. Стержень болта обычно по длине имеет пасхи, которые центрируют, необходимые для обеспечения плотного прилегания болта к стенкам отверстия. Для предотвращения концентрации напруг переходы от резьбы, которые центрируют пасов и головки болта должны быть плавными и достаточной длины. Резьба должна быть с малым шагом, что позволяет более точно осуществлять затянул болтов, потому обычно применяют мелкую метрическую резьбу. Головка болта выполняется круглой, а гайка корончатой и иногда специальной формы. Количество шлицев в гайки должно обеспечивать нужный затянул болта.
Шатунные болты мотильового подшипника располагают по возможности ближе к шейке вала. Сокращение расстояния между осями болтов позволяет уменьшить длину пяти шатуна, что в тронкових двигателях для возможности витаскування поршня вместе с шатуном через цилиндр должна быть меньше диаметра последнего. Из-за этого иногда применяют стяжных болтов у мотильового подшипника не два, а четыре. При увеличении числа болтов диаметр их уменьшается. Это позволяет приблизить болты к шейке вала, а следовательно, и сократить длину пяти шатуна. При затягивании болтов необходимо контролировать величину вытяжки, потому что чрезмерный затянул значительно сокращает срок их службы.
 Принимаем основные размеры шатуна:
– расстояние между центрами головок шатуна - мм;
– расстояние между внутренними образующими цилиндрических отверстий в верхней и нижней головках шатуна - мм;
– внешний диаметр круглой верхней головки шатуна - мм;
– внутренний диаметр круглой верхней головки шатуна - мм;
– длина верхней головки шатуна - мм;
– пересечение шатуна - двотавр: мм; мм; мм; мм;
– диаметр шатунных болтов - мм;
– количество шатунных болтов - .
Шатун воспринимает давление газов на поршень и силы инерции поступательно двигаются частей. Эти силы достигают максимального значения при пребывании поршня в крайним верхним положении.
В конце хода выпуска на шатун действует сила инерции, что стремиться разорвать его, а в начале рабочего хода результирующая сила сжимает шатун (направлен вниз). Таким образом, в четырехтактовых двигателях простого действия шатун поддается знакопеременной нагрузке.
Напряжения сжимания в стержне шатуна:
(5.24)
кгс/см2 МПа
где - минимальное пересечение головки шатуна.
Сила кроме сжимания, вызывает продольный изгиб. В плоскости шатания шатун можно рассматривать как балку с шарнирными опорами, при этом деформация изгиба распространяется по всей его длине. В плоскости, перпендикулярной шатанию шатуна, его стоит рассматривать как балку с забитыми концами, в данном случае деформация изгиба распространяется на половину длины шатуна.
Таким способом:
(5.25)
кгс/см2 МПа;
(5.26)
кгс/см2 МПа
где f - площадь среднего пересечения шатуна:
м2.
  и - моменты инерции пересечения относительно осей x и y:
(5.27)
м4;
(5.28)
м4.
Шатуны поддаются еще и значительному влиянию сил инерции массы шатуна, которые действуют в плоскости его движения. В этом случае шатуны, кроме того, необходимо проверять на изгиб отмеченными силами инерции. Наибольшее значение рассмотренные силы имеют при кутье между шатуном и мотылем, ровному 90 (.
Наибольший гибочный момент равняется:
(5.29)
кгс (см Н (м
где P - равнодействующих сил инерции:
(5.30)
Тогда
кгс кН
 где q - сила инерции элемента стержня шатуна длиной 1 см:
(5.31)
Тогда
кгс/см кН/м
где кгс/см3 - удельный вес материала шатуна.
 Суммарные напряжения в стержне шатуна будут уровни:
(5.32)
кгс/см2 МПа МПа
где W - момент сопротивления пересечения шатуна, изъятого на расстояние от центра верхней головки.
Верхнюю головку шатуна проверяют на разрыв силой, что возникает при заедании поршня. Ее условно принимают ровной:
(5.33)
Соответственно:
кгс кН.
Напряжения в верхней головке шатуна:
кгс/см2 МПа МПа (5.34)
где
см. (5.35)
Для нормальной работы главного подшипника верхняя головка шатуна должна иметь соответствующую твердость. В соответствии с этим необходимо принятую размеры проверять на твердость. Относительная деформация верхней головки шатуна может быть определена по формуле:
(5.36)
мм/см мм/см
где E - модуль упругости материала головки шатуна;
I - момент инерции пересечения головки:
м4. (5.37)

5.2 Расчет узлов клапана усовершенствованной конструкции
5.2.1 Расчет цилиндровой винтовой пружины клапана компрессора

Основными параметрами при расчете пружины является средний диаметр D, диаметр провода d, число витков n, шаг витков h, длина пружины в свободном состоянии H0.
Определяем номинальное усилие, которое развивается одной пружиной P, Н, включенного сцепления при неизношенных накладках:
Н (5.38)
где N=10776 - суммарное нажмет усилие пружин, Н;
z - число пружин:
При включенном сцеплении номинальное усилие P достигает своего максимума Pmax, Н:
Н (5.39)
где S=1,8 - ход натисного диска, мм;
с - жесткость пружины, Н/мм:
Н/мм (5.40)
Номинальное и максимальное усилия пружины лежат в рекомендованных пределах Р<[P] (673,49<700 Н)Pmax<[Pmax] (808,188<1000).
Определяем диаметр провода пружины d, мм, из условия:
мм (5.41)
где k - коэффициент учитывает кривизну витков:
(5.42)
где D/d =5.1 - соотношение среднего диаметра пружины к диаметру провода;
[&#61556;]= 800 – величина касательных напруг, что допускается, для хромованадіевої стали, МПа.

Рисунок 5.1 - Схема для расчета пружины

Для обеспечения необходимых норм от максимальных касательных реакций принимаем диаметр провода d=5 мм [4].
Тогда средний диаметр пружины D, мм, ровный,:
мм (5.43)
Определяем число рабочих витков пружины n:
(5.44)
где G=8 (104 - модуль упругости второго рода, МПа.
Определяем полное число витков пружины nп, поскольку n<7, то:
nп=n+1,5=5+1,5=6,5. (5.45)
Определяем длину полностью сжатой пружины H, мм:
H=(nп–0.5)&#61655;d=(6.5–0.5)&#61655;5=30мм (5.46)
Уточняю значение жесткости пружины из, Н/мм:
Н/мм (5.47)
Определяется деформация пружины:
- при включенном сцеплении
мм; (5.48)
- при выключенном состоянии
мм (5.49)
Зазор между витками пружины при выключенном сцеплении должен удовлетворять условию >0.1d ( >0.5). Принимаем значение немного перевищуюче условие [4].
&#61540;&#61501;&#61488;&#61486;&#61493;&#61489;&#61472;мм
Определяем шаг h между витками ненагруженной пружины:
мм (5.50)
Величина h находится в допустимом промежутке пределов D/3&#61603;h&#61603;D/2 ( ).
Определяем длину ненагруженной пружины Н0, мм:
H0=H+n&#61655;(h–d)=30+5&#61655;(7.66–5)=43.28мм (5.51)
Определяем деформация полностью сжатой пружины &#61548;*, мм:
&#61548;*=n&#61655;(h–d)= 5&#61655;(7,66–5)=13.284мм (5.52)
Определяем силу P*, Н, сжимающую пружину к столкновению витков в припущенні сбережения ее линейной характеристики:
P*=P+c&#61655;(S+n&#61655;&#61540;)=673.49+ 75.386&#61655;(1.8+5&#61655;0.51)=1001 Н (5.53)
Pmax*=P*+c&#61655;S=1001+ 75.386&#61655;1.8=1137 Н (5.54)
Определяем наибольшую касательное напряжение (*, МПа:
МПа (5.55)
Наибольшая касательная напряжения удовлетворяет условию &#61556;*<[&#61556;] (678.112<800 МПа) [4].
Определяем внешний диаметр пружины Dн, мм, и Внутренний диаметр пружины dв, мм, соответственно:
Dн=D+d=25.5+5=30.5 мм; (5.56)
Dн=D–d=25.5–5=20.5 мм (5.57)
Определяем угол подъема витков пружины град:
(5.58)
Определяем длину заготівки l, мм:
мм (5.59)

5.2.2 Расчет клапана

Скорость воздуха в клапанах определим за следящей формулой:
(5.60)
где - средняя скорость поршня.
м2
Допустимая скорость воздуха в седле и розетке клапанов:
- всасывающего принимаем ;
- нагнетательного принимаем .
При проектировании клапанов должно выдерживаться условие:
(5.62)


Эквивалентная площадь клапана
на нагнетании
;
на всасывании
.
, (5.63)
где соответственно принимаем
- коэффициент затраты щели;
– коэффициент сопротивления щели полосового клапана.
(5.64)
Площадь проходного перереза щели:

Принимаем ширину щели

Нужная длина щели



Размер файла: 127,8 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 2         Коментариев: 0

Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

Модернизация конструкции клапанов поршневого компрессора 4ВУ 5/9. Курсовая работа. Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Ещё искать по базе с такими же ключевыми словами.