Машиностроение \ Холодильные машины

Проектирование газового поршневого компрессора 2ГV10-5/13, страница 4

Кривые сжатия и расширения строем до пересечения с линиями средних усилий нагнетания и всасывания соответственно.

Определяем требуемый момент инерции маховика:

где çDLç- абсолютное значение изменения энергии маховика за один оборот вала.

где площадь, наибольшей из площадок, ограниченных M_ср и кривой M_å,

масштаб тангенциальных усилий , 0,24кН/мм;

масштаб угла , 0,575.

степень неравномерности вращения. Для асинхронных двигателей d=1/80 , тогда .

Определяем номинальный момент двигателя:

Момент инерции двигателя определяем из соотношения:

Момент инерции двигателя на много больше момента инерции маховика, следовательно, функцию маховика может выполнять ротор электродвигателя. Потребность в установке дополнительного маховика отсутствует

9. Прочностные расчеты.

9.1. Расчет дисковых поршней на нормальное удельное давление.

Расчетное удельное давление на боковую поверхность поршня:

где N_max– нормальная составляющая силы действующей на шатун, значение которой берем из расчетов на ЭВМ; N_I=0.37 кH; N_II=0.37 кH.

D– диаметр цилиндра;

Н^I– высота поршня за вычетом суммарной высоты колец.

9.2. Проверка размеров крейцкопфного пальца.

Тип крейцкопфа – закрытый , который характеризуется расположением верхней головки шатуна внутри корпуса крейцкопфа. Соединение крейцкопфа со штоком осуществляется по напряженной посадке, удобной для монтажа и демонтажа, допускающим регулировку зазора между поршнем и крышками цилиндра и устранение переноса осей штока и крейцкопфа.

Проверка размеров крейцкопфного пальца осуществляется исходя из допускаемого удельного давления на проекцию рабочей поверхности пальца от наибольшей поршневой силы.

где d– диаметр пальца, м

l– длина шатунного подшипника, l=1,2d;

K_max =20МН/м².

;

Материал пальца – 45Х,термическая обработка – закалка.

9.3. Проверка шейки вала на удельное давление.

Проверку размеров шейки вала производят по наибольшему удельному давлению:

где d– диаметр вала, м;

l– длина подшипника (рабочая);

P_max– максимальное значение усилия , действующее на нижнюю головку шатуна.

При вкладышах подшипника, залитых баббитом, допускают К_max=6,5МПа и l/d=.

Условие прочности выполняется.

9.4. Расчет размеров шатунного болта.

Шатунные болты служат, для крепления съемной крышки к стержню шатуна и являются наиболее ответственными деталями механизма движения. Их разрыв может привести к наиболее тяжелым авариям вплоть до полного выхода компрессора из строя. Наряду с этим шатунные болты выполняют функции призонных болтов, обеспечивая соосность расточек в крышке и нижней головке шатуна при их сборке.

Предварительно определение сечения болта по внутреннему диаметру резьбы производят, рассчитывая его на растяжение под действиеммаксимальной поршневой силы на рабочем режиме.

где Z– количество шатунных болтов, 2шт;

Р_max–максимальная поршневая сила, 4,35кН;

[s_p] – допускаемое напряжение растяжения, МН/м².

т.к. следовательно, . Принимаем стандартный болт М10.

Сила затяжки шатунного болта должна контролироваться и следует выбирать равной:

Гайки фиксируются в положении соответственно заданной силе затяжки. Материал шатунных болтов 40Х.

9.5. Расчет стенок цилиндров на прочность.

Цилиндры должны быть достаточно жесткими. Их деформация усиливает износ рабочей поверхности зеркала цилиндра, поршня и поршневых колец и вызывает необходимость в увеличении зазора между цилиндром и поршнем.

Определение стенок литых цилиндров не поддается точному расчету. Существуют эмпирические зависимости, полученные опытным путем, но

гарантирующие достаточную прочность и жесткость цилиндра.

Толщина стенки цилиндра рассчитывается в зависимости от величины действующего на нее избыточного максимального давления: