Технологический расчет машины

Исходные данные

V =3 м³/мин P_ВС = 0, 1 мПа Р_Н=0, 293 мПа Т_ВС = 293 К (20 ⁰С) Т_Н. = 453 К (180 ⁰С) Всасываемый газ – воздух.

Согласно[2, с. 71] если начальное давление равно атмосферному (0, 1), то конечное до 0, 6 (0, 294) мПа, тогда число ступеней I, что и имеется в нашем компрессоре.

степень сжатия ступени:

 

E =  =  = 2, 94 (мПа)

 

Свойства воздуха [2, с. 717]:

- молекулярная масса 29 (кг/кмоль)

- газовая постоянная R=287 (кДж/кг℃ )

- плотность, при Р= 0, 1 (мН/ м²), ρ ₀ = 1, 29 (кг/м³)

- мольная теплоемкость С_М= 29 (кДж/кг℃ )

- массовая теплоемкость С = 1 (кДж/кг℃ )

- показатель адиабаты k =1, 4.

Температура газа.

 

Т_ВС = 293 К (20 ⁰С) Т_Н. = 453 К (180 ⁰С)

 

Количество тепла получаемое воздухом от сжатого воздуха:

 

Q_ВОЗД = V_В∙ g_В∙ ℓ _В(T_В-T_В) = 0, 08∙ 0, 94∙ 1∙ 10³∙ (180-20)=12, 03 (кДж)

 

Т_СР =  =  = 373 К (100 ℃ )

ρ _В =1, 29 ∙  = 1, 29 ∙  =0, 94 (кг/м³)

V_возд = 5 (м³/мин) = 0, 08 (м³/с)

 

Количество тепла, которое может снять охлаждающий воздух:

 

Q_возд=V_О.В. ∙ ρ _О.В. ∙ C_О.В.(t_К-t_Н) = 1, 8 ∙ 1, 19 ∙ 1 ∙ 10³ ∙ (26-20)=12, 9 (кДж)

Т_СР =  = 296 К (23 ℃ )

ρ _О.В. = 1, 29 ∙  =1, 19 (кг/м³)

С_О.В = 1∙ 10³ (кДж/кг℃ )

 

V_О.В. = 1, 8 (м³/с) – производительность охлаждающего вентилятора.

Принимаю Т_{К О.В.} = 26⁰С (299 К)

По условию должно быть:

Q_возд < Q_О.В.

Так как 12, 03 < 12, 9, то выделившееся тепло будет снято охлаждающим воздухом.

Изотермический цикл.

 

 

 

При изотермическом цикле, процесс протекает при постоянной температуре, t= const/ Работа сжатия компрессора в этом случае будет равно:

l = RTln P ₁ V ₁ ∙ ln  Объемный КПД

λ =  [3, c224], где

 

Q_BC - объем газа всасываемый за один ход поршня.

 

λ ₀ = 1-с[(P₂/P₁)^1/R-1] [3, c225]

 

c-отношение объема мертвого пространства к объему описываемым поршнем.

 

V_ВР =  ∙ (δ ₁ + δ ₁) =  ∙ (0, 0025 + 0, 0021) = 0, 00014 (м³ )

Dп – диаметр поршня, (м);

δ ₁ и δ ₁ – мертвое пространство, (м);

 

 =  ∙ 0, 075 = 0, 0024 (м²)

 

S – ход поршня, (мм)

 

С =  =  = 0, 06

λ ₀ = 1 – 0, 06 [(0, 294/0, 1)^{1, 4-1/1, 4} – 1] = 0, 98

 

коэффициент подачи, учитывает все потери производительности [ 3, c223]

 

λ = λ ₀ ( 1, 01 – 0, 02 ∙ ε )P₁

λ = 0, 98 ( 1, 01 – 0, 02 ∙ 2, 94 ) = 0, 932

 

Работа компрессора на 1кг воздуха для изотермического сжатия [2, c66]

 

L_из = P_вс ∙ V_возд ∙ ℓ _n  = 0, 1 ∙ 0, 8 ∙ ℓ _n(0, 294/0, 1)= 0, 009 (Дж/м³)

 

Работа компрессора на 1кг воздуха для адиабатического сжатия [2, c66]

l_ад = P_вс ∙ V_возд [ ( )^(R-1)/R – 1] = 0, 1 ∙ 0, 08∙ [( )^{(1.4 - 1)/1.4} – 1] = 0, 003 (Дж/м³)

 

Чем меньше поршневая сила, тем легче компактнее механизм движения, меньше стоимости и выше η _мех. . Величина поршневой силы от давления груза поршень переменна по ходу поршня. Она достигает максимума в начале нагнетания.

Минимальная поршневая сила компрессора

 

∙ L_n

 

V_вс –объем газа, поступающего в компрессор за оборот вала.

 

V_вс =  =  = 0, 06 (м³/с)

 = 0, 43 ∙ 10⁵ (H)

 

По графику [2; c76, рис 3 – 6] определяем отношение поршневой силы. ∏ _К  в зависимости от конечного давления.

 

=2, 1⇒ П = 2, 1 ∙ 0, 42 ∙ 10⁵ = 88200 (Н) =0, 0882 (мН).

 

Механический расчет деталей

 

Расчетные зависимости и величины напряжений:

Цилиндры.

Толщину стенки литых чугунных цилиндров, компрессоров средней производительности определяют по эмпирическим формулам [2. с. 317]

 

 

S – толщина стенки цилиндров компрессора;

D – внутренний диаметр цилиндра;

Р₁=Р_Н – давление нагнетания, (мН/м²);

[σ ]_р = 15÷ 18 (мН/м²) – допускаемое напряжение для чугуна.

Шпильки крепления.

Шпильки крепления крышек цилиндров рассчитывают на силу Р (н).

Исполнение 1

Исполнение 2

Рис. 8

 

Р =  ∙ Р₁

Р =  ∙ 0, 294 ∙ 10⁶ = 10, 87∙ 10³ (Н)

 

D_ср. = 0, 270 м – средний диаметр уплотнения(м).

Р₁ – давление нагнетания.

Величину условного напряжения δ ₀ (мм/м² )в шпильках определяется по формуле:

 

 

z – число шпилек

f ₁– площадь сечения шпильки = 2.2

 

 

Ст. 35ХН δ _Т = 1200

[δ ₀] = (0.2 ÷ 0.25) ∙ δ _T

[δ ₀] = 240 ÷ 300 (мПа)

δ ₀ = 226 < [δ ₀]

 

условие выполняется.

Коэффициент затяга k = 2, 5 ÷ 3

Сила предварительной затяжки

 

Р_зат. = (2, 5 ÷ 3) ∙ Р = 2, 8 ∙ 10, 87 ∙ 10³ = 30, 4 ∙ 10³ (Н)

 

 

Напряжение затяжки:

 

δ _зат. = (0, 5 ÷ 0, 75) δ _Т

δ _зат. = 0, 6 ∙ 1, 65 = 0, 99 (мПа)

δ _Т – 1, 65 мПа – предел текучести материала шпилек.

 

Число шпилек z, выбирают из условия плотности соединения, причем шаг t по окружности их распределения находим в зависимости от уплотняемого давления:

 

При P ≤ 1, 0 (мН/м²), t = (6÷ 4)

T = 5∙ 12 = 60 (мм).

 

Расчет прокладки:

Прокладку проверяют на смятие при затяге и на плотность при давлении газа.

Необходимость смятия прокладки при затяге ограничивает ее ширину b (м) условием:

 

b ≤  [2, c 322]]

 

q_см.– удельное давление смятия прокладки, q_см.= 6 (мН/м²) – для паронита; при D_ср = 200 ÷ 400 b = 7 ÷ 8 мм [ 2, c 325, таб. 7 1]

После приложения давления газа сила, действующая на прокладку, уменьшается, но не более чем до Р^/ = (k – 0, 8) = 2, 8 – 0, 8 = 2, где k – коэффициент затяжки.

При этом остаточное давление на прокладку:

 

 

q_ост. ≥

 

Плотность соединения сохраняется при соблюдении условия:

 

q_ост. ≥ m * P,

4, 6(мН) > 1, 5∙ 0, 294(мН)

4, 6(мН) > 0, 441(мН) – условие выполнено.

 

Расчет фланцевого соединения [7, с 16]

 

 

По [4, с 550] выбираем плоский фланец с D_y=65 мм; D_ор = 160 мм; D_б = 130 мм; D₁ = 110 мм; d_v = M12; z = 4; n = 13 мм; Р_у = 0, 6 мПа. ГОСТ 1255-67

Рис. 9 Плоский фланец

 

 

Материал фланца: Сталь ст20 ГОСТ 1050-80

Материал болта: Сталь ст3 ГОСТ 380-94

определяем осевую нагрузку на болты и из двух значений выбираем большее:

 

 

ξ – коэффициент, принимается как меньшее из значений

 

 

[σ ]_ср и [σ ]_б – нормативные допускаемые напряжения, для конструктивного материала фланца и болта [7, с 38 табл 4] выбирается в зависимости от температуры, (мПа).

 

 

Принимаем , т.к. он наименьший.

Q_D = 0, 785∙ P_y∙ D_cp = 0, 785∙ 0, 294∙ 0, 079 = 0, 018

Q_D – равнодействующая внутреннего давления;

D_cp – средний диаметр уплотнения;

D_cp= D_y + b = 0, 065+0, 014 = 0, 079 (м)

D_y – условный диаметр фланца;

b – ширина прокладки.

 

R_п ≤ π ∙ D_cp ∙ P_y ∙ m ∙ b ₀ = 3, 14 ∙ 0, 079 ∙ 0, 294 ∙ 0, 5 ∙ 0, 007 = 0, 26 ∙ 10^-3 (мН)

R _п – реакция прокладки

m – прокладочный коэффициент ( резина мягкая m = 0, 5; g = 2 (мПа) [7, с 62 табл. 8])

b₀ = 0, 5 ∙ b = 0, 5 ∙ 0, 014 = 0, 007 (м)

b =12÷ 15 при D≤ 1000 мм, принимаем b = 14 (мм)

 

 

Таб. 3

Тип фланца	Ру мПа	Dy мм	α
Плоские	До 0, 6
	1 < Ру < 1, 6
Приварные в стык	До 0, 6
	1 < Ру < 1, 6
	2, 5 4, 0 6, 4÷ 10	≤ 2000

 

Осевую нагрузку на болты принимаем Pб₁ = 0, 025 (мН), т.к. он наибольший.

Проверка работы болтов из условия прочности на растяжении [σ ]_р.

 

 

n – число зубьев (n = 4)

f_б – площадь поперечного сечения болта по внутреннему диаметру трубы

 

d_вн = 12 – 1, 22  t = 12 – 1, 22  = 9, 56 (мм)

 

t = 2÷ 4 – принимаем t = 2

По условию должно быть:

 

<

<

87, 1(мПа) < 129(мПа) – условие выполнено.

 

Приведенный изгибающий момент принимают, как большее из двух значений вычесленных по формулам:

 

 

S_э = x∙ S₀ = 1, 43 ∙ 3 = 4, 29(мм) – эквивалентная толщина втулки.

 

S₁ = 2 ∙ S₀ = 2 ∙ 3 = 6

 

 

Принимаем М₀₁ = 63, 8 ∙ (мН∙ м), т.к. оно наибольшее.

Проверка прочности прокладок:

 

 

По условию должно быть: g < [ g ]

[ g ] – допустимое удельное давление мПа [7, c 62 т 8]

14, 4 (мПа) < 18 (мПа) – условие прочности прокладок выполнено.

 

⇐ Предыдущая1234567Следующая ⇒

Поделиться: