Диплом до 1.06 2. Тепловой и конструктивный расчеты поршневого холодильного компрессора Классификация компрессоров
 Скачать 3 Mb.
|
|
Таблица 2.1 – Результаты расчета сил инерции Тангенциальная сила для одного цилиндра рассчитывается на основе полученных выше значений суммарной свободной силы для 24 положений кривошипа по формуле: Pt = –P·sin(α + β)/cosβ, где значение функции может быть найдено из уравнений: sinβ = λ∙sinα; cosβ =  .Сила трения вращающихся частей компрессора принимается постоянной: Rвр = 0,35·Nтр/сm = 0,35·0,88·103/2,304 = 133,6 Н. Значения тангенциальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа приведены в таблице 2.2. Диаграмма приведена на рисунке 2.3. Таблица 2.2 – Результаты расчета тангенциальных сил
 Рис. 2.3 –.Диаграмма суммарной тангенциальной силыФормула для расчета радиальной силы: Pr = P∙cos(α +β)/cosβ. Сила инерции от массы части шатунной шейки: Iш.ш. = mш.ш.·r·ω2 = 0,55·0,024·1512 = 301 Н, где mш.ш – масса шатунной шейки: mш.ш. = π·dш.ш.2·lш.ш.∙ρ/(4i) = 3,14·0,062·0,05·7850/(4·2) = 0,55 кг, где dш.ш = 0,06 – диаметр шатунной шейки, м; lш.ш =0,05 – длина шатунной шейки, м; ρ = 7850 – плотность материала коленчатого вала, кг/м3; i = 2 – число шатунов на одной шейке. Сила инерции от вращающейся части шатуна: Iш.вр. = mш.вр.·r·ω2 = 0,452·0,024·1512 = 247 Н, где mш.вр – масса вращающейся части шатуна, кг: mш.вр. = 2/3·mш = 2/3·0,678 = 0,452 кг. Сумма сил инерции: Iш.ш. + Iш.вр. = 301 + 247 = 548 Н. Значения радиальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа приведены в таблице 2.3. Диаграмма представлена на рисунке 2.4. Таблица 2.3 – Результаты расчета радиальных сил
 Рис. 2.4 – Диаграмма радиальных сил Уравновешивание На опоры коленчатого вала, корпус и раму компрессора передаются неуравновешенные силы и моменты, вызывая вибрацию, дополнительные нагрузки на детали компрессора и расход мощности на колебания. Анализ сил, действующих в компрессоре, показывает, что силы от давления пара, приложенные одновременно к поршню и крышке цилиндра, замыкаются внутри компрессора и на раму не передаются, силы инерции Iп1, Iп2, Iвр могут быть неуравновешенными. В связи с чем подбираются противовесы, при этом существует стремление обеспечить условия, при которых суммарные силы инерции, а также моменты этих сил были бы равны нулю. Уравновешивание заключается в определении необходимой массы противовесов.[2] Масса возвратно-поступательно движущихся частей: mп = 0,678 кг, mш.ш. = 0,55 кг, mш. = 0,6 кг, Масса вращающихся частей: mвр. = mш.ш. + z/2·mш·2/3 + mщ.·rщ./r = = 0,55 + 4/2·0,6·2/3 + 1,25·0,064/0,024 = 4,68 кг, где rщ. = 0,064 – радиус инерции центральной щеки, м; mщ.= Vщ·ρст = 1,6·10-4·7800 = 1,25 кг, где Vщ– объем щеки, м3: Vщ= 1/2·dщ∙dхв·(4·r2 + lщ2)1/2 = = 1/2·0,06·0,04·(4·0,0242 + 0,122)1/2  = 1,6·10-4 м3,где dщ= 0,06 – диаметр щеки, м; dхв = 0,04 – диаметр хвостовика, м; rщ. = 0,068 – радиус инерции центральной щеки, м. Масса каждого из противовесов: mпр = (z/4·mп + mвр )·r/rпр·a/b = = (4/4·0,678 + 4,68)·0,024/0,068·0,159/0,241 = 1,25 кг, где rпр = 0,068 – радиус инерции противовеса, м; a = 0,159 – расстояние между серединами колен, м; b = 0,241 – расстояние между противовесами, м. Угол габарита противовеса: Θпр = (mпр·360)/π·(R22 – R12)·hср·ρст = = (1,25·360)/3,14·(0,082 – 0,052)·0,03·7800 = 157, где R1 = 0,045 м, R2 = 0,08 м, hср= 0,03 – средняя толщина противовеса, м. Сила инерции противовеса: Iпр = mпр·rпр·ω2=1,25·0,068·1512 = 1938 Н. Сила инерции неуравновешенной части щеки: Iщ = mщ·rщ·ω2=1,25·0,064·1512 = 1824 Н. Расчет маховика Неравномерность вращения вала компрессора, выявленную при анализе тангенциальной диаграммы, можно снизить, присоединив к валу дополнительную массу, аккумулирующую избыточную кинетическую энергию. В бессальниковых компрессорах снижение степени неравномерности вращения достигается размещением на валу ротора электродвигателя. Максимальная избыточная работа, соответствующая наибольшей избыточной площадке на диаграмме тангенциальных сил ΔA = fmax/(ml∙mp) = 90/(1,27·103·0,02) = 3,54 Дж, где fmax = 90 − площадь избыточной площадки на диаграмме тангенциальных сил, мм2; ml – масштаб длин: ml = lx/(2∙π∙r) = 190/2∙3,14∙0,024 = 1,27∙103мм/м, где r= 0,024 – радиус кривошипа, м; mp = 0,002 − масштаб сил, мм/Н. Необходимый момент инерции: Iм = ΔA/(δω2) = 3,54/(0,012·1512) = 0,004 кг·м2, где δ = 0,012 – допускаемая степень неравномерности вращения. Окружная скорость обода муфты: υоб = rн∙ωср = rн∙ωср = 0,07∙151 = 10,6 м /c, где rн = 0,07 – радиус обода муфт, м. . Расчеты на прочность деталей поршневого компрессора Расчет коленчатого вала по статическим нагрузкам Известно, что приложение максимальных сил вблизи опор не приводит к возникновению максимальных напряжений и прогибов. В связи с этим условно принимается, что максимальные силы приложены к валу от третьего цилиндра. Силы, действующие на вал показаны на рисунке 3.1. Результирующая сила, действующая на вал компрессора:  ,где Iш.ш. = 301 Н, Iш.вр. = 247 Н. Результаты расчетов сводим в таблицу 3.1. Таблица 3.1 – Значения суммарных тангенциальных и радиальных сил
Положению вала при наибольшей тангенциальной силе, действующей на колено, соответствует α = 330°. Реакции опор вала при максимальной тангенциальной силе в плоскости колен: A' = [(Iпр–Iщ)·(l–a1)+P''r1·l1–P''r2·l2–(Iпр-Iщ)·a1]/l = = [(1938 – 1824)·(0,325 – 0,049) + 5657·0,234 + 800·0,076 – – (1938 – 1824)·0,049]/0,325 = 4338 Н, где a1 = 0,049 м; l = 0,325 м; l1 = 0,234 м; l2 = 0,076 м; B' = A' + P''r3 – P''r1 = 4338 – 800 – 5657 = –2119 Н. Реакции опор вала при максимальной тангенциальной силе в плоскости, перпендикулярной к колену: A'' = [Pt1·l1 – Pt2·l2] / l= [7,79·0,234 – 4552,7·0,076] / 0,325 = –1059 H. B'' = A''+ Pt2 – Pt1= – 1059 + 4552,7 – 7,79 = 4386 Н.  Рис. 3.1 – Силы, действующие на коленчатый вал Изгибающие моменты в сечении I-I в плоскости колена и в перпендикулярной к ней: Mиз' = A'·a=4338·0,021 = 91 Н·м, Миз'' = A''·a = – 1059·0,021 = –22 Н·м; Результирующий изгибающий момент: Ми = (Mиз'2 + Миз''2)1/2 = (912 + (– 22)2)1/2 = 93,6 Н·м. Напряжение от изгиба: σи = Ми/Wxв = 93,6/0,21∙10-4 = 4,5 МПа, где Wxв – момент сопротивления шейки; Wхв = (π d3)/32 = (3,14·0,063)/32 = 0,21∙10-4 м3. Крутящий момент в сечении I-I: Крутящий момент от двигателя в сечении I-I отсутствует. Касательное напряжение кручения: τ = Мк/2·Wхв = 134,9/2·0,21·10-4 = 3,2 МПа. Касательное напряжение в сечении I-Iотсутствует. Эквивалентное напряжение от изгиба и кручения в сечении I-I по третьей теории прочности: σ = (σи2 + 4·τ2)1,2= 4,5 МПа. Аналогично определяются напряжения в других опасных сечениях. Значения моментов и напряжений при наибольших тангенциальных и радиальных силах приведены в таблице 3.2. Сложные напряжения от изгиба и кручения для коленчатых валов холодильных компрессоров в любом сечении не должны превышать 60 МПа. Таблица 3.2 – Моменты и напряжения при наибольших тангенциальной и радиальной силах
| |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||