Ремонт оборудования компрессорной установки

Салаватский индустриальный колледж

Допущен к Защите

Зав. Заочным Отделением

Денисов О.Б

РЕМОНТ ОБОРУДОВАНИЯ КОМПРЕССОРНОЙ

УСТАНОВКИ ПЕРЕКАЧКИ ГАЗА ОАО «ГАЗСЕРВИС» С ПРАКТИЧЕСКИМ ЗАДАНИЕМ

Пояснительная записка

ДП 150411.09.зо.18.00.00.000 ПЗ

Дипломник Кременицкий А.И., Костерков О.В., Иванов А.А.

Руководитель Юзиков Ю.М.

Консультант по экономической части Рундау О.В.

Старший консультант Качурина И.И.

2009

1. Конструкторско-технологическая часть

1.1 Технологическое назначение оборудования

Компрессор марки 205 ГП 40/3,5 предназначен для сжатия газа. Производительность компрессора 40 м³/мин, давление нагнетания 3,5 кгс/см².

Работа компрессора в технологической установке заключается в следующем: (смотри рисунок 1.1.1) газ через фильтр позиции «Ф» поступает в первый и второй цилиндр компрессора позиции «К1» «К2» на сжатие до давления 0,35 Мпа. После него газ охлаждается в холодильнике позиции «Х1» и следует на отделение от масла и конденсата в сепаратор «С1». Далее газ поступает в газосборник позиции «В».

Риcунок 1.1. -Технологическая схема работы компрессора марки 205 ГП 40/3

Таблица 1 -Оборудование технологической установки

1.2 Описание конструкции оборудования

Компрессор поршневой стационарный угловой, одноступенчатый, дожимной, двойного действия.

Рисунок 1.2 - Продольный разрез компрессора 205 ГПД-22

Поршневой компрессор 205 ГПД - 22 состоит из следующих узлов и деталей (см. рисунок 1.2). 1 - цилиндр, 2 - поршень, 3 - коробка сальниковая, 4 - крейцкопф, 5 - шатун в сборе, 6 - рама - картер, 7 - вал коленчатый.

Рама компрессора изготовлена литая из чугуна СЧ 21. Рама компрессора является базой для сборки основных узлов компрессора. Рама воспринимает усилия от кривошипно-шатунного механизма: усилия от давления газа в цилиндрах, от сил инерции движущихся и вращающихся частей, крутящих моментов и сил трения. Горизонтальная часть рамы компрессора имеет рабочие поверхности параллели, которые являются опорной поверхностью в работе крейцкопфа. Узел движения крейцкопфа в раме, с обеих сторон имеет люки, закрываемые легкосъёмными крышками.

В нижней части рама имеет картер для масла, стекающего с коренного мотылевого и крейцкопфного подшипников. Картер закрывается легкосъёмной крышкой. С внешней стороны рама имеет постель для двух коренных подшипников, третий - выносной подшипник коленчатого вала крепится у электродвигателя на его опорной плите.

Цилиндр компрессора изготовлен из чугуна СЧ - 21, с одного конца крепится к промежуточному фонарю шпильками, с другого конца опирается на качающуюся опору. Задняя стенка цилиндра является крышкой цилиндра, выполнена съёмной для возможности демонтажа и монтажа поршня со штоком при их заменах. Клапанные плоскости цилиндра расположены горизонтально. Трубопроводы всаса и нагнетания крепятся к нижней стенке цилиндра.

Цилиндр снабжён двумя точками для провода смазки и индикаторными штуцерами для измерения давления и температуры, а также штуцерами для отвода газа от сальниковых камер.

Коленчатый вал изготовлен из стали45 заодно со щекой кривошипа. Кривошипный палец изготовляется отдельно и устанавливается в щёку кривошипа в горячем состоянии.

Смазка к шатунному подшипнику поступает от коренных подшипников по сверлениям, имеющимся в коленчатом вале.

В компрессоре применяют тонкостенные полувкладыши, у которых отношение их толщины к диаметру шейки вала 1:30. Корпус вкладышей изготовлена из бронзы Бр05Ц5С5. Заливка из баббита Б - 83 имеет толщину 0,4 - 0,7 мм.

Шатун изготовлен из стали 35 с разъёмной и неразъёмной крейцкопфной головками. Головка шатуна имеет разъёмные вкладыши, залитые баббитом. Зазор регулируется с помощью латунных прокладок, размещённых между стыковыми кромками обеих половин головки.

Подача смазки производится из кривошипной головки в крейцкопфную по каналу, просверленному непосредственно в стержне шатуна.

Крейцкопф состоит из стального корпуса, опорных сегментов (башмаков) из стали 35, скользящие поверхности которых залиты баббитом и пришабрены по направляющим рамы. Опорные сегменты выполнены съемными, что позволяет монтировать прокладки для коррекции зазора.

Крейцкопф с шатуном соединяется с помощью пальца.

Шток изготовлен цельнокованым из качественной углеродистой стали, с поверхностной закалкой и последующей шлифовкой. На цилиндрической поверхности поршня имеются уплотнительные поршневые кольца, изготовленные из перлитового чугуна. На одном конце шток имеет резьбу, шлицевой канал на торцевой поверхности, установочную гайку с предохранительным болтом и контргайку для соединения его с крейцкопфом компрессора.

Сальники компрессора, самоуплотняющиеся баббитом. В каждой сальниковой коробке расположены четыре камеры с тремя радиально-резанными уплотняющими элементами сечения в каждой камере. Самоуплотнение происходит за счёт цилиндрических пружин и давление газа, проникающего в камеры из цилиндра. К каждому сальнику подводится масло в трёх точках от лубрикатора через обратные клапаны. Для дополнительного уплотнения сальниковой камеры от утечек газа и улучшения смазки в процессе работы к сальниковой камере подводится затворная жидкость - масло компрессорное, которое циркулирует по схеме циркуляционной системы смазки.

Таблица 2 - Таблица штуцеров.

1.3 Материальное исполнение оборудования

Детали компрессора изготовлены из следующих материалов. (см. таблицу 3)

Таблица 3 - Материальное исполнение компрессора 205 ГП - 40/3,5

Детали сепаратора изготовление из следующих материалов (см. таблицу 4).

Таблица 4 - Материальное исполнение сепаратора

2. Расчётная часть

2.1 Расчёт компрессора

2.1.1 Расчёт цилиндра

2.1.1.1 Задача расчёта

Задачей расчёта является проверка прочности стенки втулки цилиндра от действия внутреннего избыточного давления и веса поршня и штока.

Расчёт произведён в соответствии с [1].

2.1.1.2 Данные для расчёта

Внутренний диаметр втулки 400 мм

Наружный диаметр втулки 425 мм

Материал втулки СЧ 24

Давление внутреннее 0,02 МПа

Масса штока 14,45 кг

Длина втулки 300 мм

Рисунок 1 - Расчётная схема цилиндра компрессора

2.1.1.3 Проверка прочности втулки цилиндра от действия внутреннего избыточного давления.

При расчёте «мокрых» втулок на давление газа, давление в охлаждающей рубашке не учитывается и втулка рассчитывается как труба, нагруженная внутренним p_1.

p₁ = p_н (1)

Где давление p_н нагнетания p_н =1,5МПа;

Нормальное радиальное напряжение во втулке рассчитывается по формуле:

у_r=- p₁ (2)

у_r = -0,2 МПа

Нормальное касательное напряжение во втулке рассчитывается по формуле

у_t = p₁*( б+1)/( б-1), Мпа; (3)

Где б -коэффициент линейного расширения, 1/град;

б=(r₂/r₁)²>1; (4)

Где r₁ - внутренний радиус втулки;

r₂ - наружный радиус втулки;

б=(212,5/200)²=1,12;

у_t = 0,2*((1,12+1)/(1,12-1))= 3,53 Мпа

Эквивалентные напряжения определяются без учёта температурных напряжений, также с учетом их.

Эквивалентные напряжения в опасных точках вычисляем по теории предельных напряжений состояния О.Мара по формуле:

у_экв = у₁ - х * у_t^сум, Мпа (5)

Где у₁ - наибольшее по алгебраической величине напряжений, у_t и у_r

у₁ - наименьшее по алгебраической величине из напряжений, у_t и у_r;

С учётом температурных напряжений вместо у_t берём у_t^сум,

Где - у_t^сум = у_t + у_t⁰;

Где - у_t⁰ = -7,65*?t*А$

у_t⁰ - для втулки из чугуна;

?t - разность температур на внутренней и наружной поверхности втулки;

А - величина находимая по графику в зависимости от значения k;

k - отношение внутреннего радиуса к наружному;

k = r₁/r₂ = 200/212,5=0,94;

у_t⁰ = -7,65*68*1,02=-53МПа;

у_t^сум= 3,53+(-53)=-49,47 МПа;

Где V- коэффициент характеризующий различие сопротивления материала при растяжении и сжатии. Для серых и модифицированных чугунов V=V_В?0,3;

у_экв = -0,2-0,3*(-49,47) = 14,6 МПа;

Величина расчётная эквивалентных напряжений (с учётом температурных напряжений и без них) не должна превышать допускаемые, т.е. у_экв ? [у] _экв

Для «мокрых» втулок [у] _экв = 30-50 МПа

у_экв = [у] _экв

14,6 МПа < 20-30МПа

Условие прочности выполняется.

2.1.1.4 Проверка прочности втулки цилиндра от действия веса поршня и штока

Удлинённые втулки цилиндров проверяют на изгиб от нормальной силы N приложенной в середине втулки и рассчитывается по формуле:

N = G_порш + 0.5*G_шток, кг; (6)

Где G_порш - вес поршня;

G_шток - вес штока.

N=59,5 + 0,5*12,7 = 65,85 кг;

у_u = M/W = 10*((N * l * (L - 1)*d₁)/(L*d₁⁴ * d₂⁴))=5*(( N * l * d₁)/( d₁⁴ * d₂⁴))? [у]u, МПа (7)

где d₁ - внутренний диаметр втулки;

d₂ - наружный диаметр втулки;

L - длина втулки

у_u = 5* ((65,85*450*220)/(24⁴-22⁴)) = 16,3 МПа;

Для чугунных втулок [у]u = 20 ч 30 МПа;

у_u < [у]u

16.3 МПа < 30 МПа

Условие выполняется

2.1.2 Расчёт шпилек крышки цилиндра

2.1.2.1 Задача расчёта

Задачей расчёта является проверка шпилек нагруженных переменными силами и определение их на статическую прочность и выносливость.

Расчёт произведён в соответствии с [1]

Рисунок 2 - Схема расчёта шпилек крышки цилиндра.

2.1.2.2 Данные расчёта

Материал шпилек сталь 35

Число шпилек 8 шт

Диаметр шпилек М24

Давление в цилиндре 0,35 МПа

Материал цилиндра СЧ 18

Материал крышки цилиндра СЧ 21

Внутренний диаметр втулки 400 мм

Количество болтов 8 шт

Наибольшее давление в цилиндре 0,35 МПа

2.1.2.3 Условие расчёта

В соединениях нагружённых переменными силами, шпильки должны быть со значительной первоначальной затяжкой.

2.1.2.4 Проверка шпилек на статицную прочность

Усилие предварительной затяжки шпилек головки цилиндра рассчитывается по формуле:

V = К_см * (1 - х)* Q_max, Н; (8)

где К_см - коэффициент запаса против раскрытия стыка. При переменной нагрузке

К_см = 2.5-4;

х - коэффициент основной нагрузки; учитывает податливость шпилек и деталей стягиваемых гайками. Для приближения расчётов, коэффициент основной нагрузки при соединении стальных и чугунных деталей можно принимать х = 0,2-0,3;

Q_max - нагрузка приходящая на одну шпильку при наибольшем давлении в цилиндре, рассчитывается по формуле:

Q_max = (р*D²)/(4*z)* P, H: (9)

Где D - внутренний диаметр втулки цилиндра;

Z - количество шпилек;

P - наибольшее давление в цилиндре;

Q_max = (3.14*400²)/(4*8)*0,35 = 5495H;

V = 1,5*(1 - 0.3)*0,13 = 0,13H;

Расчётная нагрузка шпильки с учётом возможной затяжки полной нагрузкой:

Р = 1,3*[ К_см * (1 - х)* Q_max + к* Q_max], кН; (10)

Р = 1,3*[ 1,5 * (1 - 0,3)* 0,13+ 0,3* 0,13] = 0,23 кН;

Р < [P];

0,23кН < 230 кН

Условие выполняется т.к. минимальная разрушается нагрузка для шпильки из стали

35 [P]=230 кН ГОСТ 1759.4 - 87

2.1.2.5 Проверка шпилек на выносливость

Амплитуда переменных напряжений рассчитывается по формуле:

у_а = х * Q_max/2 * F₁, Н/мм² (11)

Где F₁- площадь поперечного сечения шпильки М24, F₁ = 452,16 мм²

у_а = 0,3*5495/2*452,16 = 1,8 Н/мм²

Напряжение затяжки рассчитывается по формуле:

у_зат = V/ F₁, Н/мм² (12)

у_зат = 5495/452.16 = 12,1 Н/мм²

Постоянное напряжение рассчитывается по формуле:

у_m = у_зат + у_а, , Н/мм² (13)

у_m = 12,1+1,8 = 13,9 Н/мм²

Наибольшее напряжение рассчитывается по формуле:

у_max = у_m + у_а, Н/мм²; (14)

у_max = 13,9 + 1,8= 15,7 Н/мм²

Коэффициент асимметрии цикла рассчитывается по формуле:

R = у_min/ у_max; (15)

Где у_min =у_max;

R = 12,1/15,7 = 0,77

Коэффициент запаса прочности по амплитуде рассчитывается по формуле:

n_a = у_-1pk/ у_а; (16)

Где у_-1pk - предел выносливости шпильки, у_-1pk = 60 Н/мм² . Для резьбы d > 16мм значение у_-1pk уменьшают на 25%, тогда:

у_-1pk = 60 - 1/4* 60 = 45 Н/мм²;

n_a = 45/4,55 = 9,89.

Нормативный коэффициент, [n_a] = 2.5-4.

[n_a] > n_a

4 < 17.85

Коэффициент запаса прочности по наибольшему напряжению рассчитывается по формуле:

n = у_m/ у_max; (17)

Где - предел текучести материала шпильки, у_m = 320 Н/мм²;

n = 320/15,7 = 20,1.

Нормативный коэффициент запаса прочности:

[n] = 1.25 ч 2.5.

[n] < n

2.5 < 20,1

Вывод: коэффициенты запаса прочности весьма высоки, тем самым условия усталостной прочности выполняются.

2.1.3 Расчёт штока

2.1.3.1 Задача расчёта

Задачей расчёта является проверка штока на устойчивость, статическую прочность и выносливость.

Расчёт произведён в соответствии с [1]

Рисунок 3 - Расчётная схема штока

2.1.3.2 Данные для расчёта

Материал шпилек сталь 45

Расчётная длина штока 962 мм

Диаметр штока 50 мм

Давление в цилиндре 0,35 МПа

Масса поршня совместно со штоком 81 кг

Число оборотов коленчатого вала 500 об/мин

Радиус кривошипа 110 мм

Радиус галтели 3 мм

Вес крейцкопфа 28,8 кг

Вес шатуна 24 кг

Диаметр гладкой части штока 65 мм

Диаметр поршня 400 мм

2.1.2.3 Условие расчёта

Для выбора расчётных нагрузок определяется:

А) максимальное усилие растяжения и сжатия при работе компрессора

Б) максимальное значение сил инерции в мёртвых точках

Расчёт ведётся по наибольшим усилиям

2.1.3.4 Расчёт максимальных усилий действующих на шток

Максимальное усилие растяжения (поршневая сила) рассчитывается по формуле:

P_max.раст = р * (D_n² - d_шт²)/*Р_ц; (18)

Где D_n - диаметр поршня, мм;

d_шт - диаметр штока, мм;

Р_ц - Давление в цилиндре, МПа;

P_max.раст = 3,14*(400² - 50²)/ 4* 0,35 = 43273 Н.

Максимальное усилие сжатия рассчитывается по формуле:

P_max.сж = р * D_n² *Р_ц/4 ; (19)

P_max.сж = 3,14 * 400² * 0,35/4 = 43960Н;

P_max.сж = P_min.сж

Максимальное значение силы инерции рассчитывается по формуле:

J_n = R * щ² * m_n * (1 + д); (20)

Где R - радиус кривошипа

щ - угловая скорость коленчатого вала, об/сек;

д -коэффициент гибкости штока;

д = R/L; (21)

Где - расчетная длина штока;

д = 225/862 = 0.26;

щ = р * n/30 = 3.14 * 500/30 = 52.3 сек^-1; (22)

J_n = 0,225 * 52,3² * 72,2 * (1 + 0,26) = 55987,83Н.

Дальнейший расчёт ведём по максимальным усилиям P_max.раст и P_max.сж:

P_max.раст > J_n; 88217.1 > 55987.83H

P_max.сж > J_n; 92316H > 55987.83H

2.1.3.5 Расчёт штока на устойчивость

Запас устойчивости рассчитывается по формуле:

n = у_к / у; (23)

Где у_к - критическое напряжение, Н/мм²

у - максимальное напряжение сжатия в сечении штока, Н/мм²

Максимальное напряжение сжатия в сечении штока F - F, рассчитывается по формуле:

у = P/F; (24)

Где Р - максимальное усилие сжатия действующее на шток, Н.

F - Площадь поперечного сечения штока, мм²;

F = р * d_шт²/4; (25)

F = 3.14 * 50²/4 = 1962,5 мм²;

у = 14360/1962,5 = 22,8 Н/мм²

у_к = Р_к / F; (26)

где Р_к - критическая сила, Н. Выюор критической силы Р_к или критического напряжения зависит от величины гибкости штока д.

д = 4*м*l₁/ d_шт=4*1*982/50=78.56 (27)

где L - расчётная длина штока, мм;

d_шт - диаметр штока, мм.

Т.к. д < 60 критическое напряжение у_к применяется равным приделу текучести материала штока, т.е. у_т = у_к в этом случае расчёт на устойчивость заменяется расчётом на прочность.

у_к =F*(a - b * л)/F = a - b * л (28)

где а = 430 Н/мм² для углеродистых сталей

b = 1,7 Н/мм² для углеродистых сталей

Нормативное значение коэффициента запаса устойчивости:

у_к = 430 - 1,7*78,56 = 296,45 Н/мм²;

n = у_к / у = 296.45/22 = 13 Н/мм²

[n] = 8 ч 12;

[n] < n;

12 Н/мм² < 13 Н/мм²

Условие устойчивости выполняется.

2.1.3.6 Расчёт штока на прочность

Определение напряжений и запаса прочности в месте перехода гладкой части штока к опорному бурту (сечение F - F)

Максимальное значение напряжения в сечении рассчитывается по формуле:

у_max = P_max.раст / F; (29)

у_max = 43273/1962.5 = 22 Н/мм²;

Минимальное значение (максимальное сжимающее напряжение P_max.сж ) в сечении:

у_min = P_min / F; (30)

у_min = 43960/1962.5= 22.4 Н/мм²;

Среднее значение напряжения рассчитывается по формуле:

у_m = (у_max + у_min)/2; (31)

у_min = (12.8+12.6)/2 = 12.7 Н/мм²

Переменное значение цикла рассчитывается по формуле:

у_y = (у_max - у_min)/2 Н/мм²; (32)

у_y = (22.0-22.4)/2 = 22.2 Н/мм²

Рассчитываем коэффициент концентрации напряжения:

К_g = 1 + q * (K_m - 1); (33)

Где q - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений. Для углеродистых сталей q = 0,5- 0,6;

K_m - коэффициент концентрации напряжений для галтели. Зависит от величины отношения r/d;

Где r - радиус галтели

d- диаметр штока

K_m = r/d = 3/50 =0.06 < 0.625 (34)

Принимаем K_m = 2,

К_g = 1+ 0.55 (2 - 1) = 1,55.

где величину масштабного коэффициента е_q находим по графику в зависимости от диаметра штока. е_q = 0,729.

Предел усталости по данному циклу

r = у_min/ у_max = 22/22.4=0.9 (35)

определяем по графику

Диаграмма Смита

По диаграмме Смита для стали 45 проводим луч через начала координат под углом в к оси у_m при этом

tg в = 2/(1+r)=2/(1+0.9)=1.81; в = 51⁰ (36)

Запас прочности рассчитывается по формуле:

n = у_r-1 / (у_m + K_q/е_q)* у_y = 340/(22+1,55/0,729*0,1)=13,15 (37)

Нормативный коэффициент запаса прочности

[n] = 2,5 ч 4 Н/мм²;

[n] < n;

4 Н/мм² < 13,15 Н/мм²

Условие прочности в сечении F - F выполняется.

2.1.3.7 Определение напряжения и запаса прочности в сечении F₁ - F₁ крепления поршня на штоке

Резьбовое соединение поршня со штоком относятся к типу « болт-гайка»:

1. Определение коэффициента основной нагрузки.

Сила давление газа Р, действующая на поршень не влияет на работу соединения, тто вызванное тем, что сила затяжки резьбового соединения в несколько раз превосходит максимальную силу, действующую на поршень, поэтому коэффициент основной нагрузки для данного соединения будет Х = 0

2. Определение коэффициента податливости поршня и штока.

Поршень. Вычислить точное значенье д- коэффициент податливости поршня ввиду влияния на жёсткость днищ, рёбер, наружной поверхности поршня, поэтому поршень условно заменим втулкой, для которой находим коэффициент податливости.

Коэффициент податливости поршня рассчитывается по формуле:

д = L_n/E_n * F_n=168/0,11*10^-6*152880=11200 (36)

где L_n - длина поршня между буртами штока и гайки, мм;

E_n - модуль упругости материала поршня. Для чугуна E_n = 0,75*10^-6 Н/мм²;

F_n - площадь поперечного сечения, мм².

F_n = р/4 * (d_n² - d_шт²); (37)

F_n = 3.14/4*(400² - 50²) = 123637,5 мм².

Коэффициент податливости штока рассчитывается по формуле:

д_шт = 1/Е_шт[L_гл/F_гл + (Lрез+1/3H)/Fрез+0.415/h *(d_б/d_шт - 1)], мм/Н; (38)

где L_гл - длина поперечного сечения гладкой части штока;

F_гл - площадь поперечного сечения гладкой части штока;

d_гл - диаметр гладкой части штока;

Lрез - длина резьбы от торца затяжной гайки, мм;

Fрез -площадь поперечного сечения резьбы по среднему диаметру;

1/3H - величина учитывающая деформацию стержня в пределах гайки;

Н - длина свинчивания гайки; значение 1/3H берётся во внимание только при Н > 1,5 d_шт и l < 6 d_шт

h - Высота бурта штока, h =15мм;

d_б - диаметр бурта штока, d_б = 65 мм.

Коэффициент податливости бурта штока:

д_б = 0,415/h*E*(d_б/ d_шт - 1)мм/Н (39)

д = 1 / 2,04*10^-6*[98/7539,14+42/1256+0,415/15*(65/50 - 1)] = 250000 мм/Н

Определение величины затяжки

Напряжение затяжки выбирается из условия плотности стыка. Запас прочности по пределу текучести n_s = 1.7-2.5

Величина напряжения затяжки при монтаже рассчитывается по формуле:

у_s⁽⁰⁾ = k * P/F_1BH*(1 - x), Н/мм² ; (41)

Т.к. для данного соединения коэффициент основной нагрузки Х = 0, то формула приобретает следующий вид:

у_s⁽⁰⁾ = k * P/F_1BH, Н/мм² ; (42)

Где k - запас по плотности стыка или коэффициент затяжки для переменных нагрузок. Обычное значение k = 2.5-4. Коэффициент k выбирается с таким учётом, чтобы остаточная затяжка составляла Q_c = (1.5-2)P;

F_1BH - площадь сечения резьбы по внутреннему диаметру, мм².

у_s⁽⁰⁾ = 3*43273/1133.5 = 114 Н/мм²

Усилие затяжки при ремонте рассчитывается по формуле:

Q _s⁽⁰⁾ = у_s⁽⁰⁾ * F_BH = k* P_max.раст = 3*43273 = 129819H; (44)

Минимальное усилие на стыке рассчитывается по формуле:

Q_с = (k - 1) * P_max.раст; (45)

Q_с = (3 - 1) * 43273 = 86546H

Необходимое условие

Q_с = (1,5 - 2) * P_max.раст;

Q_с = 2*43273 = 86546Н.

Условие выполняется.

Удельное давление между буртом штока и поршнем рассчитывается по формуле:

q_см = Q _s⁽⁰⁾/0,785*(d₆² - d_шт²), Н/мм²; (46)

q_см = 129819/0.785*(65² -50²) = 89,78 Н/мм²

Допускаемое удельное давление равно:

Для поршней из чугуна [q_см] = 800 - 1000 Н/мм².

Так как коэффициент основной нагрузки х = 0, то данное резьбовое соединение на усталость работает мало.

Определение напряжения затяжки при работе компрессора

В процессе сжатия газа происходит нагрев поршня со штоком. Усилие затяжки резьбового соединения поршня со штоком в рабочих условиях уменьшается в следствии возможных температурных измерений, возникающих в результате разных коэффициентов линейного расширения чугунного поршня и стального штока.

Уменьшение силы затяжки рассчитывается по формуле:

Q_t = (б_шт -б_n)*?t * L_n /(д_n + д_шт); (47)

Где б_шт - коэффициент линейного расширения для стального штока,

б_шт = 12,2*10^-6;

б_n - коэффициент линейного расширения для чугунного поршня,

б_n = 11,1*10^-6;

?t = t₂ - t₁; (48)

Где t₁ - температура поршня и штока при сборке, t₁ = 22°С;

t₂ - температура поршня и штока при работе, t₂ = 55°С;

?t = 55 - 22 = 33°С;

Q_t = (12,2*10^-6 - 11,1*10^-6)*168*40/(11200+250000) = 3*10^-7Н.

Усилие затяжки резьбового соединения в рабочем состоянии рассчитывается по формуле:

Q_Р = Q_S⁽⁰⁾ - Q_t; (49)

Q_Р = 129819-2*10^-6 = 129819H

Напряжение затяжки при работе рассчитывается по формуле:

у_s = Q_Р/ F_1BH; (50)

у_s = 129819/1133,5 = 114 Н/мм²

Полное усилие в штоке рассчитывается по формуле:

Q_шт = Q_Р + х * P_max.раст = Q_Р; т.к. х=0 (51)

Q_шт = 74182,5 Н.

Максимальные нормальные напряжения в поперечном сечении штока рассчитываются по формулам:

В нарезанной части:

у₁ = Q_шт / F_1BH = Q_Р / F_1BH, Н/мм²; (52)

у₁ = 129819/1133,5 = 114 Н/мм²

В гладкой части:

у = Q_шт / F_гл = Q_Р / F_гл, Н/мм² (53)

у = 74182,5/1962,5 = 37,8 Н/мм²

Максимальные приведённые напряжения рассчитываются по формуле:

у_1прив = 1,25 * у₁, Н/мм²; (54)

у_1прив = 1,25 * 65,4 = 81,25 Н/мм²

В гладкой части:

у_прив = 1,25 * у, Н/мм² ; (55)

где 1,25 - коэффициент учитывающий наличие касательных напряжений.

у_прив = 1,25 * 37,8 = 47,25 Н/мм²

Запас статической прочности.

По пластическим деформациям:

Для нарезанной части:

n_s1 = у_s / у_1прив = 1.15* у_s/ у_1прив; (56)

где у_s - предел текучести при растяжении. Для стали 45 у_s = 360 Н/мм².

n_s1 = 1,15*360/200,9 = 2,06.

Для гладкой части:

n_s = у_s / у_прив; (57)

n_s = 360/168,5 = 2,13.

Допускаемое значение [n] = 1,2ч 2,5.

По пределу прочности:

Для резьбовой части:

n_В1 = у_В / у_1прив = 1,15 * у_В/ у_1прив; (58)

где у_В - предел прочности при растяжении. Для стали у_В = 610 Н/мм²;

n_В1 = 1,15*610/200,9 = 3,39

Для гладкой части:

n_В = у_В / у_прив; (59)

n_В = 610/168,5 = 3,62.

Допускаемые значения [n_B] = 1.5 ч 4.

Момент закручивающий шток при затяжке рассчитывается по формуле:

М_кр = б * Q_s⁽⁰⁾*d₀; (60)

Где б - коэффициент, б = 0,12;

М_кр = 0,12 * 264651,3*59 = 1873731,2 Н*мм;

Расчёт штока на выносливость

Переменное напряжение в резьбовой части штока, сечение F₁ рассчитывается по формуле:

у_х = (х * P_max.раст )/2* F_1BH, Н/мм²; (61)

Для данного резьбового соединения х=0, значит у_х = 0. Таким образом в резьбе крепления поршня со штоком переменных напряжений не будет и среднее напряжение будет равно напряжению затяжки, у_s = у₁.

у_m = у_х + у_s, Н/мм² (62)

у_m = 160.72 Н/мм²

Следовательно резьбовое соединение шток-поршень на усталость работает мало.

Определение напряжения и запаса прочности в сечении F₂ - F₂ (соединение штока с крейцкопфом).

Напряжение в резьбе от растягивающего его усилия рассчитывается по формуле:

у = P_max.раст / F_2BH; (63)

где F_2BH - площадь сечения по внутреннему диаметру резьбы;

F_2BH = р * d² /4 = 3.14 * 45.8²/4 = 1646.65 мм²; (64)

у = 88217,1/1646,65 = 53,6 Н/мм²

Напряжение затяжки рассчитывается по формуле:

уs⁽⁰⁾ = k*(1 - x) * у , Н/мм² (65)

где k - коэффициент затяжки, k = 2,5 - 4;

х - коэффициент основной нагрузки, зависит от податливости объединяемых деталей, х = 0,42-0,48, принимаем х = 0,46.

уs⁽⁰⁾ = 3*(1 - 0,46) * 53,6 = 86,8 Н/мм²

Усилие затяжки рассчитывается по формуле:

Q s⁽⁰⁾ = уs⁽⁰⁾ * F_2BH, H; (66)

Q s⁽⁰⁾ = 86.8*1646.65 = 142929.22 H.

Полное усилие действующее на резьбу, т.е. от затяжки и от давления газа поршень рассчитывается по формуле:

Q = Q s⁽⁰⁾ + x * P_max.раст, H; (67)

Q = 142929.22 + 0.46*88217.1 = 183509.1 H.

Максимальное нормальное напряжение в резьбовой части рассчитывается по формуле:

у = Q/ F_2BH, Н/мм² (68)

у = 183509.1/1646.65 = 111.44 Н/мм²

Максимальное приведённое напряжение рассчитывается по формуле:

у_прив = 1,25* у, Н/мм² (69)

у = 1,25*111,44 = 139,3 Н/мм²

Запас статической прочности по пределу прочности рассчитывается по формуле:

n_В = 1,15* у_В/ у_прив; (70)

где у_В - предел прочности материала штока. Для стали 45 у_В = 610 Н/мм²

n_В = 1,15*610/139,3 = 5,03.

Нормативный коэффициент запаса прочности [n] = 1,5 ч 2,5.

Запас статической прочности - по пределу текучести рассчитывается по формуле:

n_m = 1.15 * у_m/ у_рив, Н/мм² (71)

где у_m - предел текучести материала штока. Для стали 45 у_m = 360 Н/мм².

n_m = 1,15*360/139,3 = 2,09 Н/мм²

Нормативный коэффициент запаса прочности по пределу текучести

n_m < [n_m]

[n_m] = 1.2 ч 2.5.

Условие прочности выполняется.

2.1.3.9 Расчёт штока на выносливость

Переменное напряжение в резьбовой части штока в сечении F₂ рассчитывается по формуле:

у_х = x * P_max.раст/2 * F_2BH, Н/мм² (72)

у_х = 0.46*88217.1/2*1646.65 = 12.32 Н/мм².

Среднее напряжение рассчитывается по формуле:

у_m = у_х + уs⁽⁰⁾, Н/мм²; (73)

у_m = 12.32 + 86.8 = 99.12 Н/мм².

Предел усталости резьбовой части штока рассчитывается по формуле:

у_-1^х = Е_g/K_g* у_-1, Н/мм²; (74)

где Е