проектирование поршневого км

Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Одесская национальная академия пищевых технологий

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Рис.52. К расчету поршневого пальца

.pdf

Скачиваний:

126

Добавлен:

09.02.2016

Размер:

4.69 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 56 / 106 7 8 9 10 > Следующая >>>

толщина крышки, м;

Проектирование поршневого компрессора холодильных машин и тепловых насосов

6.2.3. Верхняя крышка цилиндров

Условно крышку цилиндров рассматривают как плоскую прямоугольную чугунную плиту, свободно опирающуюся своим периметром и находящуюся под равномерно распределенной нагрузкой ргидр (для стороны высокого давления)

Данные для расчета

k постоянный коэффициент, k = 0,66 … 1,225;

bкр, aкр расстояние между осями отверстий для крепления крышки (рис.48), м: d диаметр отверстий, м;

b	расчетная ширина крышки,	b bкр	d , м;
a	расчетная длина крышки,	a aкр	d , м;

δкр

σ р =60 МПа, σ из =120 МПа - для чугуна допустимое напряжение на растяжение и на изгиб соответственно.

		b 2		k р в.д.		σ из , МПа.
Напряжения изгиба	σ из				гидр
			2		b 2

		2 δ	кр	1

					a

Рис.47. К расчету блоккартера	Рис.48. К расчету блока цилиндров и
	верхней крышки цилиндров

6.2.4. Шпильки (болты, винты) верхней крышки цилиндров

Из чертежа следует установить размеры и количество шпилек (болтов, винтов) для крепления верхней крышки цилиндров. Для обеспечения полной герметичности компрессора следует располагать соседние крепежные детали на расстоянии не более (4 ... 5) диаметров этой детали (болта, шпильки, винта).

Данные для расчета

fкр	поверхность крышки, подвергаемая действию давления ргидр, м2,
	f	кр	b* ( l 2δ ) (рис.48);
		кр

mкоэффициент, зависящий от упругих свойств прокладки,

m=0,75 – резиновая, паранитовая; m=0,35 – медная, алюминиевая;

i	количество шпилек (болтов, винтов);
dрвн	внутренний диаметр резьбы шпильки (болта, винта ), м2.

σ р =100 МПа - для стали допустимое напряжение на растяжение

допустимое напряжение при сжатии;

Методические указания к курсовому проекту

Сила, растягивающая шпильки (болты, винты)

Q рв.д.

кр

,Н

гидр

Нагрузка на все шпильки (болты, винты) с учетом необходимой затяжки прокладки

Pб Q ( 1 m ) , Н

Сила, действующая на одну шпильку (болт, винт)

Pб

, Н

Напряжения разрыва

σ р

, МПа

π ( d

вн )2

6.3. Расчет на прочность подвижных деталей

6.3.1. Поршень

Поршень воспринимает нагрузку от:

давления пара;

сил инерции;

сил трения.

Температурные напряжения, возникающие во время работы, в расчете не учитывается.

На рис.49-50 схематично показаны поршни непрямоточного и прямоточного компрессоров. Расчету на прочность подлежат днище, стенка и бобышка поршня. Кроме того, необходимым является проверка величины удельного давления поршня на стенку цилиндра.

Данные для расчета

D	диаметр цилиндра, м;
п	толщина стенки поршня, м;

толщина днища поршня, м;

Rср	средний радиус опорной поверхности днища поршня Rср	D δп	, м;
Rср	средний радиус опорной поверхности днища поршня Rср	2	, м;
		2
tg max численно равен значению =S/2L;
dc	диаметр отверстий в седле всасывающего клапана
	(только для прямоточного компрессора), м

nчисло отверстий в расчетном сечении седла всасывающего клапана (только для прямоточного компрессора);

fп	проекция опорной поверхности поршневого пальца (рис.52), м2, f п 2dпн f
f	проекция опорной поверхности поршня на стенку цилиндра, м2
	(учитывается только крейцкопфная часть)	f D H кр
fст	площадь опасного сечения стенки, (заштрихованные части на рис.49в,г и 50),
	определяется из чертежа, м2;
mп	масса поршня, включая массу поршневых колец и пальца (для прямоточных

компрессоров учитывается также масса всасывающего клапана), кгσ из =100...120 МПа - для стали; σ из =40 МПа - для алюминиевого сплава

допустимое напряжение на изгиб;σ сж =100 МПа - для стали; σ сж =30 МПа - для алюминиевого сплава

q п =8 МПа -допустимое давление пальца;

q =0,25 МПа - алюминий по чугуну; q =0,15 МПа - сталь по чугуну допустимое значение удельного давления при трении.

Проектирование поршневого компрессора холодильных машин и тепловых насосов

а)

б)

в)

г)

Рис.50. Поршень прямоточного компрессора

д)

Рис.49.Поршень непрямоточного компрессора

Днище поршня (рис.49а) рассчитывают на изгиб от действия сил давления пара. Днище рассматривают как круглую плиту с опорным сечением по окруж-ности Rср. Максимальные напряжения возникают в центре плиты. В этом случае точка приложения равнодействующей от равномерно распределенной нагрузки ( рК рО ) находится в центре тяжести

половины днища, т. е. координата центра тяжести полукруга равна:

x 4 Rcр , м

Реакция от сил ( рК рО ) будет прило-

женная в ц.т. дуги опорного сечения поршня (рис. 49д), опорная дуга заштрихована, ее координат будет равна:

y 2 Rcp , м x

Равнодействующая равномерно распределенной нагрузки приложенная в т.а, реакция в т.в равна Р/2, Р-максимальная нагрузка на поршень

Р Rср2 ( рК рО ) , Н.

Изгибающей момент в сечении А-А будет:

Миз Р2 ( y x) 13 Rср ( рК рО ) , Нм.

Полагая днище непрямоточного компрессора плоским, определяем момент сопротивления изгибу

W31 Rср δ 2 , м3.

Впрямоточных компрессорах

(поршень проходной) днищем является группа всасывающего клапана. Деформацию изгиба испытывает седло клапана. Расчетным следует принять сечение, ослабленное отверстиями для прохода пара. Момент сопротивления определяют как

W δ62 2Rср d c n , м3.

Напряжение изгиба

σи M ИЗ σ И , МПа

Поверочный расчет толщины стенки поршня, работающей на сжатие, производят по наиболее ослабленному сечению. Такими сечениями являются:

54	Методические указания к курсовому проекту

для проходного поршня (прямоточный компрессор) – сечение, проходящее по окнам для прохода пара (рис.50);

для непроходного поршня (непрямоточный компрессор) – по канавке маслосъемного кольца (рис.49в,г).

Для вывода масла радиальные отверстия в канавке выполняют в виде набора сверленных отверстий (рис.49в) или набора фрезерованных отверстий (рис.49г).

Напряжение сжатия определяют как	σ		Р		σ	, МПа.
		сж
			f		сж
				ст

Смятие бобышек поршня происходит от действия силы Р, передаваемой через поршневой палец. Определению подлежит величина удельного давления qп пальца на бобышку

Рис.51. К определению удельного давления на стенку цилиндра

	q			P	q	, МПа.
		п
					п
				f п
Боковое давление на	стенку		цилиндра			от силы Р
(рис.51)	Nmax P tgβmax , H.

Для У- и УУобразных компрессоров расчет веса поршня производится для цилиндра, имеющего наибольший угол наклона к вертикали

Gп' Gп sin α mn g sin α ; кг

Для вертикальных компрессоров G'	0	, для горизонтальных G'	G		п	.
п		п			п		GП/
		q		N max			GП/	q
Удельное давление на стенку цилиндра		q					f	q	, МПа
Удельное давление на стенку цилиндра							f		, МПа

6.3.2. Поршневой палец

Назначение поршневого пальца – соединение поршня с верхней головкой шатуна. В большинстве современных компрессоров палец является свободноплавающим и испытывает деформации изгиба и среза от силы, действующей перпендикулярно оси пальца. На рис.52 показана схема соединения пальца с шатуном и схема нагружения пальца.

Данные для расчета

ав	ширина верхней головки шатуна, м;
ш
d вн ,d н внутренний и наружный диаметры поршневого пальца, м;
п	п
l	длина пальца, определяется непосредственно из чертежа, м;
fср	поперечное сечение пальца в месте среза	fср	π	d	пн 2	d пвн 2	, м2;
fср	поперечное сечение пальца в месте среза	fср		d	пн 2	d пвн 2	, м2;
		4
Р	наибольшая сила, действующая на палец	Р ( рК рО )Fп , Н;
σ из =120 МПа - для стали допустимое напряжение на изгиб;
τ ср =100 МПа – для стали допустимое напряжение на срез.

Проектирование поршневого компрессора холодильных машин и тепловых насосов

Максимальный изгибающий момент (для двухопорной балки, нагруженной равномерно распределенной нагрузкой по длине верхней головки шатуна), равен

	Р l	a в
М		ш	, Н м.

из
	2 2	4

Момент сопротивления изгибу

W 0,1	d	пн 4	d пвн 4	3
				, м .
			d н	, м .
			d н
			п

В случае сплошного пальца

W 0,1 d пн 3 , м3.

Максимальное напряжение изгиба возникает в среднем сечении пальца и определяются как

Максимальное напряжение среза в поршневом пальце действует в сечении между бобышкой поршня и верхней головкой шатуна

τ		P	τ	, МПа.
	ср
			cp
		2f cp

6.3.3. Поршневое кольцо

Поршневые кольца разделяют на компрессионные (уплотнительные) и маслосъемные:

компрессионные кольца создают уплотнение между стенкой цилиндра и боковой поверхностью поршня (рис.9);

маслосъемные – удаляют излишки масла со стенок цилиндра. Кольца располагаются в специальных канавках в теле поршня.

При расчете поршневых колец на прочность определяют наиболее опасные напряжения, возникающие:

на внешних волокнах кольца в рабочем состоянии, σ из1 ;

на внутренних волокнах кольца при его надевании на поршень, σ из1 .

Данные для расчета

D	диаметр цилиндра, м;
tкол	радиальная толщина кольца, м;
rср	средний радиус кольца	r			D tкол		, м;
rср	средний радиус кольца	r					, м;
		cp	2
			2
rн	наружный радиус кольца	r		D		, м;
rн	наружный радиус кольца	r				, м;
		н	2
			2

Авеличина замка по среднему диаметру кольца, находящегося в свободном состоянии, табл. 10.1 м;

Е модуль упругости материала кольца, Е=1,35 105 МПа - для чугуна;q к =0,06…0,15 МПа допустимое давление чугуна на сталь;

σ из1 =150…300 МПа; σ из1 =250…40 МПа допустимое напряжение для

Методические указания к курсовому проекту

колец, изготовленных из чугуна (например, СЧ 21-40).

Удельное давление кольца на стенку цилиндра, развиваемое с силами упругости кольца

А Е

кол

q к МПа.

qк

113

ср

Напряжение в волокнах

σ из1

12 qк

ср

σ из1

, МПа,

t кол

0,625 Е

из2

, МПа.

9,4 tкол

из2

tкол

6.3.4. Шатун

Шатун (рис.11) совершает сложное движение:

верхняя головка, связанная с пальцем, движется возвратнопоступательно;

нижняя, соединенная с кривошипом (шатунной шейкой вала), движется вращательно;

стержень – плоско-параллельно.

Втечение одного оборота вала шатун подвергается воздействию переменных сил:

инерции - при работе без нагрузки;

давления пара - при работе под нагрузкой. Эти силы вызывают в элементах шатуна различные деформации.

Данные для расчета

Стержень шатуна. Форма стержня шатуна представлена на рис. (рис.20, таблице 11).

L	длина шатуна, м (рис.20);
lст	длина стержня шатуна (рис.20), м;
f min	минимальная сечение стержня шатуна (рис.53 сечение А-А), м2;
f ср	среднее сечение стержня шатуна (рис. 20 сечение С-С), м2;
I Х ,IУ	момент инерции среднего сечения шатуна по оси Х-X и Y-Y, м4 (таблица 16);

σ сж =100...200 МПа - для стали, σ сж =20...30 МПа - для алюминия допустимое напряжение а сжатие;

σ с и =100 МПа - для стали, σ с и =30 МПа - для алюминия; допустимое напряжение сжатия-изгиба.

Проектирование поршневого компрессора холодильных машин и тепловых насосов					57
Напряжение сжатия в минимальном сечении
σ		Р	( рк ро ) Fп	σ	, МПа.
	сж
		f min	f min	сж

Напряжение сжатия и продольного изгиба в среднем сечении стержня:

в плоскости качания шатуна (ось Х-Х)

		1		L	σ
σ Х Х	P		0,000526			, МПа;
σ Х Х	P		0,000526			, МПа;
С И		f CP			с и
		f CP		J Х

в плоскости, перпендикулярной плоскости качания (ось Y-Y)

			1		l	ст		σ
Рис.53. К расчету стержня и	σ Y Y	P		0,000132		ст			, МПа.
	σ Y Y	P		0,000132					, МПа.
	с и		f CP		J			с и
верхней головки шатуна			f CP		J		У
верхней головки шатуна

		Таблица 16
Форма	Момент инерции	Момент инерции
стержня шатуна	по оси Х-Х, м4	по оси У-У, м4

db3				b 2b			2		f	b 2b	3			2b1 d 3 b 2b1 f 3
2	1	b d			1					1
	1				1					1						12

12		1			2					12
		1



					0,05d4											0,05d4

			f b3			d c 3		f c 3					b f		3		c d	3	c f 3

		12			12			12				12				12			12
		12			12			12				12				12			12

Верхняя головка шатуна. Верхняя головка шатуна схематически изображена на рис.53.

Рис.54. К расчету верхней головки шатуна

58	Методические указания к курсовому проекту

Данные для расчета

I max	максимальное значение силы инерции
S
	(абсолютное значение из динамического расчета), Н;
ав	ширина верхней головки шатуна, м;
ш
d вн	внутренний диаметр верхней головки шатуна,	d вн	d н , м;
вг		вг			п
d н	наружный диаметр верхней головки шатуна, м;
вг
				d	н	d	вн
r	средний радиус верхней головки шатуна,	r			вг		вг		, м;
r	средний радиус верхней головки шатуна,	r							, м;
ср		ср				4
						4
		h	d н		d вн
h	толщина стенки головки,			вг		вг		, м;
h	толщина стенки головки,				2			, м;
					2

γугол заделки, величину угла определяют непосредственно из чертежа (в градусах);

γ	угол заделки, выраженный в радианах,	γ	γ π	;
			180

k коэффициент, учитывающий наличие втулки; k=1 - без учета запрессованной втулки.

σ Р =25…60МПа - для стали; σ Р =10 МПа - для алюминия

допустимое напряжение на растяжение;σ сж =120 МПа. – для стали допустимое напряжение на сжатие.

Верхнюю головку шатуна рассчитывают на простое растяжение по сечению В-В (рис.54) от максимальной силы инерции при положении поршня в верхней мертвой точке

		I max		σ р , МПа.
σ Р		S
		a в	d вн
	2
		ш	нг

В верхней головке шатуна (в месте перехода к стержню) возникает напряжение от силы, сжимающей шатун. Эта сила имеет наибольшую величину в момент максимального давления газов в цилиндре

P	( р	К	р	О	) F	J max , Н,
сж		К		О	п	S
напряжения во внешних волокнах					(сечение В-В,

рис.54), возникают в месте перехода верхней головки в стержень шатуна. При расчете определяют напряжение от силы Рсж и силы инерции I Smax .

Момент (МО) и сила (NO) в сечении, для которого γ 0 , определяют из соотношений

M О I Smax rср ( 0,00033 γ 0,0297 ), Н м,

NО I Smax ( 0,572 0,0008 γ ) , Н.

Напряжение от силы инерции I Smax рассчитывается по силовой схеме, представленной на рис.54. Изгибающий момент и нормальная сила в расчетном сечении соответственно равны

М j М О NО rср ( 1 cos γ ) 0,5 I Smax rср (sin γ cos γ ) , Н м;

N j NО cos γ 0,5I Smax (sin γ cos γ ) , Н.

Максимальное напряжение, возникающее на внешних волокнах, выражается соотношением

Проектирование поршневого компрессора холодильных машин и тепловых насосов								59
		6rср h				1	σ . , МПа.
σ jн	2М j		N j	к
σ jн	2М j	h(2rср h)	N j	к	а	шв h
		h(2rср h)			а	шв h

Напряжение на внешней поверхности верхней головки шатуна от Рсж определяют приближенно

по зависимостям

М а

0,00175 Рсж rср , Н м,

N a

0,006 Pсж , Н.

Аналогично определяют

напряжения

σ сж н

от силы,

сжимающей

стержень

шатуна

(рис.54). В этом случае

rср π sin γ

( 1 cos γ ) P

sin γ cos γ , Н м;

ср

сж π

Pсж

N P

sin γ γ sin γ cos γ

N a cos γ , Н.

Тогда

6 rср

σ сж

σ сж н

2М

N P

( 2rср

h )

ашв h

Следует обратить внимание, что отрицательные значения М или N на любом этапе расчета свидетельствуют об изменении условий деформации верхней головки шатуна с растяжения на сжатие или наоборот.

Нижняя головка шатуна. Нижняя головка шатуна условно изображена на рис.8.55. Толщина вкладыша при расчете не учитывается.

Данные для расчета

mш	масса шатуна, кг;
mкр	масса нижней крышки, кг;	mкр	mнгш
mкр	масса нижней крышки, кг;	mкр	2
			2

Rрадиус кривошипа, м;

ωугловая скорость, ω 2πn , рад/с;

I max

максимальное значение силы инерции

(абсолютное значение из динамического расчета), Н;

определяется непосредственно из чертежа (рис.55), м;

кр

площадь среднего сечения крышки

кр

hн

а н , м2;

расстояние между осями шатунных болтов, м;

ашн

длина нижней головки шатуна, м;

σ =60…100 МПа – для стали; σ =10 МПа – для алюминия допустимое напряжение.

Сила инерции вращающейся части массы шатуна без массы крышки

mкр

R ω

I r

mш

, Н.

Нижняя головка шатуна нагружена силой (рис.55а), равной

I max I ш , Н.

Методические указания к курсовому проекту

Для случая косого разъема нижней головки

под углом 45 (рис.55б) на крышку дей-

ствует сила инерции

sin 450 0,707 I

, Н.

Момент

сопротивления

среднего сечения

( ашн

)2 h

крышки

Wкр

, м .

Напряжение в среднем сечении крышки

0,0236 l

0,5

а)

б)

max

, МПа.

Рис.8.55. К расчету нижней головки шатуна

Wкр

f кр

6.3.5. Шатунный болт

Рис.8.56. Шатунные болты

Разновидности шатунных болтов показаны на рис.56. Шатунный болт испытывает деформацию растяжения

от совместного действия сил инерции на нижнюю крышку шатуна Io и предварительной затяжки Рз.

Шатунный болт является нестандартным болтом, поэтому многие соотношения в нем отличаются от соотношений в стандартных болтах.

Геометрические размеры резьбового соединения:

диаметр отверстий в крышке шатуна

	dотв=1,2d, м;
диаметр головки болта	dг=2d, м;
внутренний диаметр резьбы	d вн d , м;
	р
наружный диаметр резьбы	d н 1,18d	, м;
	р
средний диаметр резьбы	d ср 1,09d	, м.
	р

Данные для расчета

Io	сила, которой нагружена нижняя крышка шатуна (в случае косого разъема - Io)
	из расчета нижней головки шатуна ,Н;
Рз	сила затяжки, Рз =(2…4) Io, Н;
i	число болтов;
d	наружный диаметр болта (рис.56), м;
			π d 2
fб	суммарная площадь поперечного сечения болтов,	f б		i , м2;
fб	суммарная площадь поперечного сечения болтов,	f б	4	i , м2;
			4
fш	площадь поперечного сечения деформируемой части шатуна fш=(3…5) fб, м2;

коэффициент трения в нарезке, μ 0,1;

σ =120…180 МПа - для легированных сталей; σ =80...120 МПа - для углеродистых сталей допустимое напряжение;

σ см =30 МПа – для стали допустимое напряжение на смятие.

Сила, действующая вдоль болта

Pб

Pз

I o

, Н.

f б

ср

Величина крутящего момента, нагружающего болт при затяжке

μ P

, Н м.

кр

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 56 / 106 7 8 9 10 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

#
09.02.2016833.97 Кб18Приклад-2014.pdf
#
16.11.201963.81 Кб4Пример КР пищеконц.docx
#
22.08.201977.75 Кб1пример расчета - виноматериалы - студентам.docx
#
01.09.2019415.23 Кб3пример расчета - кукуруза сахарная икра кабачко...doc
#
05.11.2018276.99 Кб6Пример расчета по КР ОБ.doc
#
09.02.20164.69 Mб126проектирование поршневого км.pdf
#
09.02.2016166.91 Кб24ПР№3 -2013 .doc
#
13.11.2019101.88 Кб5РІТ.docx
#
09.02.2016503.3 Кб29Рабочая программа.doc
#
09.02.2016342.53 Кб43Рабочий конспект лекции PR.doc
#
16.11.2019222.72 Кб2Радіоелектронні телекомунікації та зв'язок Засо...doc