Тепловой и конструктивный расчеты поршневого компрессора

Разработка проекта 4-х цилиндрового V-образного поршневого компрессора. Тепловой расчет компрессорной установки холодильной машины и определение его газового тракта. Построение индикаторной и силовой диаграммы агрегата. Прочностной расчет деталей поршня.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 25.01.2013
Размер файла 698,6 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

2

Курсовая работа

Тепловой и конструктивный расчеты поршневого компрессора

Задание к курсовому проекту

Холодопроизводительность:

Температура кипения:

Температура конденсации:

Рабочее вещество: R-22

Содержание

Введение

1.Тепловой расчет поршневого компрессора

2. Расчет газового тракта

3. Динамический расчет поршневого компрессора

3.1 Расчет индикаторной диаграммы

3.2 Диаграмма суммарной силы

3.3 Диаграмма тангенциальных сил

3.4 Диаграмма радиальных сил

3.5 Уравновешивание

3.6 Расчет маховика

4. Прочностной расчет деталей компрессора

4.1 Расчет коленчатого вала по статическим нагрузкам

4.2 Расчет подшипников

4.3 Расчет шатуна

4.4 Расчет поршневого пальца

4.5 Расчет поршня

4.6 Расчет гильзы цилиндра

4.7 Расчет сальника

5 Заключение

Список литературы

Приложения

поршень компрессор газовый тракт агрегат

Введение

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, теории механизмов машин, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

Целью данного проекта является проектирование 4-х цилиндрового V-образного поршневого компрессора, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических и других расчетов и нормативов.

1. Тепловой расчет поршневого компрессора

По исходным данным в i - lg p диаграмме строится цикл одноступенчатой холодильной машины (рис 1).

Параметры узловых точек приведены в таблице 1:

Таблица 1

Параметр

1

1'

2

3

3'

4

, МПа

0.296

0.296

1.2

1.2

1.2

0.296

кДж/кг

699

712

751

538

525

525

-

0.0850

0.0245

-

-

Перегрев рабочего тела перед компрессором определяют по формуле

.

Принимаем .

Удельная холодопроизводительность:

Массовый расход рабочего вещества:

Действительная объемная производительность компрессора:

Степень повышения давления:

При

Теоретическая объемная производительность:

Диаметр цилиндра (поршня):

Принимаем

Теоретическая объемная производительность при D и s

Удельная адиабатная работа компрессора

Адиабатная мощность компрессора

Индикаторная мощность:

Мощность трения:

Эффективная мощность:

Эффективный КПД:

Механический КПД:

Действительный (эффективный) холодильный коэффициент:

Мощность электродвигателя:

По [4] выбираем электродвигатель 4АР180М4Ц3 с мощностью 10 кВт и частотой вращения 25 с-1.

2. Расчет газового тракта

Газодинамические потери в тракте компрессора в значительной мере влияют на холодопроизводительность и затраты мощности.

D=60 мм, s=42 мм. Параметры пара в патрубках и клапанах определяем по режиму , соответствующему максимальной объемной производительности компрессора.

Диаметр всасывающего патрубка компрессора

-принятая скорость пара во всасывающем патрубке.

Принятый , тогда .

Диаметр нагнетательного патрубка компрессора

-принятая скорость пара в нагнетательном патрубке.

Принимаем , тогда

.

При выборе конструкции клапанов руководствуемся обеспечением максимальных проходных сечений при малых мертвых объемах, заключенных в полостях розеток всасывающих и седел нагнетательных клапанов. Средняя скорость пара во всех сечениях газового тракта рассчитывается из условия сплошности потока по уравнению: , где - средняя скорость пара в сечении клапана, - площадь проходного сечения, - средняя скорость поршня, - площадь поршня.

Скорость пара в отверстиях гильзы

,

где - площадь проходного сечения в отверстиях; - принятый диаметр отверстия; - принятое число отверстий в гильзе.

Скорость пара в седле всасывающего клапана

,

где - площадь проходного сечения в седле всасывающего клапана; - средний диаметр расточки каналов; - число перемычек; - длина перемычки; - радиальная ширина канала.

Скорость пара в щели всасывающего клапана

,

где - площадь проходного сечения в щели всасывающего клапана; - внутренний диаметр пластины, h=0.003 м - принятая высота подъема пластины клапана.

Скорость пара в седле нагнетательного клапана

, где

площадь проходного сечения в седле нагнетательного клапана; - диаметр отверстия в седле малой пластины; - число отверстий в седле малой пластины.

Скорость пара в щели нагнетательного клапана

, где

- площадь проходного сечения в щели всасывающего клапана; - средний диаметр малой пластины; h=0,0015м - высота подъема пластин.

Гидравлические потери во всасывающем вентиле компрессора

,

где - принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля, - плотность пара на всасывании в компрессор.

Гидравлические потери в нагнетательном вентиле компрессора , где - принятый коэффициент местного сопротивления проходного вентиля, - плотность пара на нагнетании. Для расчета гидравлических потерь во всасывающем клапане определим эквивалентную площадь клапана

,

где . Коэффициент местного сопротивления кольцевых всасывающего и нагнетательного клапанов принимаем .

Условная постоянная скорость пара во всасывающем клапане

.

Скорость звука на всасывании

, где k=1.16 - показатель адиабаты, R=96.16Дж/(кг*К) - газовая постоянная.

Критерий скорости потока пара во всасывающем клапане

.

Проектируемый клапан удовлетворяет рекомендуемому условию .

Гидравлические потери в кольцевом всасывающем клапане .

Эквивалентная площадь нагнетательного клапана

.

Условная постоянная скорость пара в нагнетательном клапане

.

Скорость звука на нагнетании .

Критерий скорости потока пара в нагнетательном клапане

Проектируемый клапан удовлетворяет рекомендуемому условию .

Гидравлические потери в нагнетательном клапане

Гидравлические потери на стороне всасывания .

Гидравлические потери на стороне нагнетания

.

3. Динамический расчет поршневого компрессора

3.1 Расчет индикаторной диаграммы

Расчет на прочность поршневого холодильного компрессора ведем по первому расчетному режиму

Индикаторная диаграмма строится в системе координат . По оси абсцисс откладываем значения мертвого пространства

и ход поршня . По оси ординат откладываем силы от давления пара на поршень. Потери давления на всасывании и нагнетании:

Сила от давления всасывания

Сила от давления кипения

Сила от давления конденсации

Сила от давления нагнетания

Проводим вспомогательный луч из начала координат под углом к оси абсцисс и задаемся значениями показателей политропы сжатия и обратного расширения .

Для построения точек политропы сжатия используем вспомогательные лучи, проведенные из начала координат под углом к оси ординат, а для политропы расширения - луч, проведенный под углом .

Угол вспомогательного луча для политропы сжатия находим из уравнения

, откуда

Для политропы расширения

откуда

После построения мы получаем расчетную индикаторную диаграмму [Приложение 2].

3.2 Диаграмма суммарной силы

Суммарная свободная сила действует по оси цилиндра: , где П - сила от давления пара в цилиндре, Н; - сила инерции поступательно движущихся масс, Н; - сила трения поступательно движущихся частей, Н.

Сила от давления пара в цилиндре определяется разностью давлений со стороны крышки цилиндра и со стороны вала : .

Сила инерции поступательно движущихся масс , где - масса поступательно движущихся частей; - радиус кривошипа; - угловая скорость вала; - угол поворота кривошипа от верхней мертвой точки; - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Силу инерции можно представить как сумму двух составляющих сил, изменяющихся по закону косинуса: , где - сила инерции первого порядка; - сила инерции второго порядка. Для их расчета определим угловую скорость вала компрессора и массу поступательно движущихся частей:

, где

- масса поршня в сборе с поршневым кольцом, уплотнительными и маслосъемными кольцами;

- масса шатуна

- масса шатунной шейки

Графическое построение индикаторной диаграммы сил от давления пара на поршень : над диаграммой суммарной свободной силы проводим две полуокружности диаметром, равным ходу поршня. Из центров 0 полуокружностей к середине диаграммы в принятом масштабе откладываем отрезки длинной

.

Из точки через угол проводим линии до пересечения с полуокружностями. Проекции точек пересечения линий с полуокружностями на ось абсцисс показывают перемещение поршня, соответствующее повороту вала на угол .

Результаты расчета сил инерции в зависимости от угла поворота кривошипа приведены в таблице 2:

Таблица 2

б (град)

cos(б)

л*cos(2*б)

Iп1

Iп2

Iп

0

1,000

0,200

-1585

-317

-1902

15

0,966

0,173

-1531

-275

-1805

30

0,866

0,100

-1373

-158

-1531

45

0,707

0,000

-1121

0

-1121

60

0,500

-0,100

-792

158

-634

75

0,259

-0,173

-410

275

-136

90

0,000

-0,200

0

317

317

105

-0,259

-0,173

410

275

685

120

-0,500

-0,100

792

158

951

135

-0,707

0,000

1121

0

1121

150

-0,866

0,100

1373

-158

1214

165

-0,966

0,173

1531

-275

1256

180

-1,000

0,200

1585

-317

1268

195

-0,966

0,173

1531

-275

1256

210

-0,866

0,100

1373

-158

1214

225

-0,707

0,000

1121

0

1121

240

-0,500

-0,100

792

158

951

255

-0,259

-0,173

410

275

685

270

0,000

-0,200

0

317

317

285

0,259

-0,173

-410

275

-136

300

0,500

-0,100

-792

158

-634

315

0,707

0,000

-1121

0

-1121

330

0,866

0,100

-1373

-158

-1531

345

0,966

0,173

-1531

-275

-1805

Силу трения условно принимаем постоянной. Для одного цилиндра

Сумма ординат всех сил для каждого угла поворота соответствует значениям суммарной свободной силы.

Диаграмма суммарных сил приведена в приложении 3

3.3 Диаграмма тангенциальных сил

Тангенциальную силу для одного цилиндра рассчитываем на основе полученных выше значений суммарной свободной силы для 24 положений кривошипа. и .

Результаты расчета в таблице 3:

Таблица 3

б (град)

P

sin(б+в)/cosв

Pt

cos(б+в)/cosв

Pr

0

11870

0

0

1

11870

15

5366

0,3088

-1657

0,9524

5111

30

141

0,587

-83

0,8158

115

45

-1049

0,8081

848

0,606

-636

60

-856

0,9539

817

0,3476

-298

75

-358

1,0169

364

0,0687

-25

90

95

1

-95

-0,2042

-19

105

462

0,9149

-423

-0,4489

-208

120

729

0,7781

-567

-0,6523

-475

135

898

0,6061

-545

-0,8082

-726

150

992

0,413

-410

-0,9163

-909

165

1034

0,2088

-216

-0,9793

-1013

180

1046

0

0

-1

-1046

195

1415

-0,2088

295

-0,9793

-1385

210

1442

-0,413

596

-0,9163

-1322

225

1549

-0,6061

939

-0,8082

-1252

240

1679

-0,7781

1307

-0,6523

-1095

255

1913

-0,9149

1750

-0,4489

-859

270

2345

-1

2345

-0,2042

-479

285

2992

-1,0169

3043

0,0687

206

300

5094

-0,9539

4859

0,3476

1771

315

10007

-0,8081

8087

0,606

6064

330

12497

-0,587

7336

0,8158

10195

345

12223

-0,3088

3774

0,9524

11641

В координатах строим кривую тангенциальных сил для одного цилиндра. Затем, последовательно смещая по углу поворота кривошипа кривую тангенциальных сил одного цилиндра на угол развала между рядами компрессора, равный , строим кривые тангенциальных сил для всех цилиндров . Кривую суммарной тангенциальной силы получаем сложением ординат всех кривых тангенциальных сил.

Силу трения вращающихся частей компрессора принимаем постоянной. Ее влияние учитываем смещением начала отсчета ординат суммарной кривой тангенциальных сил от оси абсцисс на отрезок , равный в масштабе сил диаграммы значению силы :

Диаграмма тангенциальных сил приведена в приложении 4

3.4 Диаграмма радиальных сил

Диаграмма радиальных сил строится в координатах . Значения радиальной силы в зависимости от угла поворота кривошипа, полученные в ходе расчета, приведены в таблице 2. В радиальном направлении на кривошип кроме силы действуют постоянные по величине силы инерции от массы части шатунной шейки, приходящейся на один шатун, и от вращающейся части шатуна

: , где

- диаметр шатунной шейки;

- длина шатунной шейки;

- число шатунов на одной шейке;

- плотность материала коленчатого вала.

, где

- масса вращающейся части шатуна.

Результирующая сила, действующая на шатунный подшипник, . Результирующая сила, действующая на вал компрессора, .

Диаграмма радиальных сил приведена в приложении 5

3.5 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. Расчет уравновешивания заключается в определении необходимой массы противовесов. При выбранной компоновке компрессора и коленчатом вале с углом развала между кривошипами масса противовеса, приведенная к радиусу кривошипа, . Часть приведенной к радиусу кривошипа массы противовеса, уравновешивающая момент сил инерции первого порядка, , где кг - масса поступательно движущихся частей; - расстояние между серединами колен; - расстояние между противовесами.

К неуравновешенным вращающимся массам кроме и относится масса неуравновешенной части щеки

, где

- объем неуравновешенной части щеки.

Неуравновешенная вращающаяся масса, приведенная к радиусу кривошипа

,

где

- число шатунов на шатунной шейке; - радиус инерции щеки.

Часть приведенной к радиусу кривошипа массы противовеса, уравновешивающая момент сил инерции неуравновешенных вращающихся масс, .

Полная приведенная масса противовеса .

Масса противовеса , где - радиус инерции противовеса.

Угол габарита противовеса

, где - средняя толщина противовеса.

При расчете коленчатого вала на прочность и жесткость необходимо учитывать силу инерции противовеса и силу инерции неуравновешенной части щеки

: ;

.

3.6 Расчет маховика

Неравномерность вращения вала компрессора, выявленную при анализе тангенциальной диаграммы, можно снизить, присоединив к валу дополнительную массу, аккумулирующую избыточную кинетическую энергию. В современных компрессорах снижении степени неравномерности вращения достигается установкой маховика, эластичной муфты.

Максимальная избыточная работа, соответствующая наибольшей избыточной площадке на диаграмме тангенциальных сил, , где - площадь избыточной площадки на диаграмме тангенциальных сил; - масштаб длин:

; - масштаб сил.

Допускаемая степень неравномерности вращения вала при применении эластичной муфты .

Необходимый момент инерции муфты

.

Масса, достаточная для обеспечения допускаемой степени неравномерности, , где - радиус инерции муфты.

Окружная скорость обода муфты , где - радиус обода.

4. Прочностной расчет деталей компрессора

4.1 Расчет коленчатого вала по статическим нагрузкам

Таблица 4

б (град)

Pt I

Pt II

Pr"I

Pr"II

0

2345

-95

6469

-5987

15

1386

-128

395

-6515

30

4777

29

-3036

-6719

45

8935

394

507

-6900

60

8153

897

4975

-6926

75

4138

1534

6694

-6793

90

-95

2345

6929

-6446

105

-2080

3338

-19

-6102

120

-650

5455

-5282

-4473

135

303

9026

-6284

-109

150

407

8642

-6128

4178

165

148

5524

-5959

5860

180

-95

2345

-5987

6469

195

-128

1386

-6515

395

210

29

4777

-6719

-3036

225

394

8935

-6900

507

240

897

8153

-6926

4975

255

1534

4138

-6793

6694

270

2345

-95

-6446

6929

285

3338

-2080

-6102

-19

300

5455

-650

-4473

-5282

315

9026

303

-109

-6284

330

8642

407

4178

-6128

345

5524

148

5860

-5959

Положению вала при наибольшей суммарной тангенциальной силе, действующей на колено, соответствуют:

, , ,, .

Положению вала при наибольшей суммарной радиальной силе, действующей на первое колено, соответствуют:

, , , , .

Определим напряжения и моменты в опасных сечениях вала, а также реакции опор А и В.

Реакции опор вала при максимальной тангенциальной силе в плоскости колен:

;

в плоскости, перпендикулярной к плоскости колен:

Реакции опор вала при максимальной радиальной силе в плоскости колен:

В плоскости, перпендикулярной к плоскости колен:

.

В таблице 5 приведены значения моментов и напряжений, определенных в результате расчета.

Таблица 5

 

Pt=max

Pr"=max

I-I

II-II

III-III

IV-IV

I-I

II-II

III-III

IV-IV

Mиз'

39,66

-9,3

626,72

145,57

93,99

171,81

1165,70

-307,26

Mиз"

191,94

639,79

232,48

69,74

-21,86

-72,86

-171,12

-51,34

Mиз

195,99

639,86

668,45

161,41

96,50

186,62

1178,19

311,52

уиз

9333004

30469492

31831092

7686304

4595264

8886603

56104459

14834249

Mкр

466,44

146,5

116,24

0

112,5

148,95

-85,56

0

ф

11105757

3489186

2767578

0

2679143

3546506

-2037130

0

у*

24092661

31258401

32308766

7686304

7058872

11370248

56252199

14834249

Изгибающий момент в плоскости колен:

I-I: .

II-II: .

III-III: .

IV-IV: .

Изгибающий момент в перпендикулярной плоскости:

I-I: .

II-II: .

III-III: .

IV-IV: .

Результирующий изгибающий момент:

.

Напряжение от изгиба , где .

Крутящий момент от двигателя:

I-I: .

II-II: .

III-III: .

IV-IV: .

Касательное напряжение кручения: .

Сложное напряжение от изгиба и кручения: .

4.2 Расчет подшипников

Расчет кривошипных подшипников

На шатунные подшипники и шатунную шейку вала действуют переменные по величине и направлению в зависимости от угла поворота вала силы и . Для определения характера нагружения подшипника, интенсивности неравномерного по окружности изнашивания шатунной шейки и выбора места подвода смазки строим полярную диаграмму сил, действующих на шатунную шейку коленчатого вала [Приложение 6]. Анализ сил, действующих на шатунную шейку, определение максимальной нагрузки могут быть произведены непосредственно по полярной диаграмме, но для получения среднего значения нагрузки строим полярную диаграмму, развернутую по углу поворота вала [Приложение 7].

Среднее давление на шатунную шейку

Максимальное давление на шатунную шейку

Расчет интенсивности нагрузки сведен в таблицу 6 [Приложение 1]

Расчет коренных подшипников

С помощью полярной диаграммы сил, действующих на шатунную шейку, строим условную диаграмму износа [Приложение 8].

Геометрическая сумма составляющих реакций A' и A

Из-за равенства нагрузки на 1-ю шейку вала при угле нагрузке на 2-ю шейку при угле значения реакций А при и В при равны. По той же причине равны средние значения реакций. Поэтому нет необходимости делать расчет реакций В.

Значения реакций А приведены в таблице 6.

Таблица 6

б(град)

A'

A"

А

0

2970

1711

3428

15

1474

1031

1799

30

619

3423

3479

45

1541

6307

6492

60

2683

5603

6213

75

3108

2541

4014

90

3133

-729

3217

105

1327

-2435

2773

120

-178

-2003

2011

135

-870

-2325

2482

150

-1259

-2142

2484

165

-1384

-1450

2004

180

-1452

-729

1624

195

-979

-482

1091

210

-688

-1325

1493

225

-1089

-2234

2485

240

-1542

-1652

2260

255

-1680

-64

1681

270

-1615

1711

2353

285

-832

2984

3098

300

109

4101

4103

315

1322

6398

6533

330

2400

6093

6549

345

2812

3927

4830

Среднее значение реакции опор

Коэффициент работоспособности

Приведенная расчетная нагрузка подшипника

Осевая сила, действующая на вал

По справочнику выбираем подшипник роликовый, радиальный, сферический, двухрядный, №3612 по ГОСТ 5721-75,

4.3 Расчет шатуна

Напряжение растяжения в среднем сечении

Расчет стержня шатуна

Суммарные напряжения от сжатия и продольного изгиба в среднем сечении определяют по эмпирическим зависимостям

В плоскости качения шатуна

В перпендикулярной плоскости

Напряжение сжатия в минимальном сечении

Запас прочности стержня шатуна на выносливость определяется по уравнению

Для плоскости Х-Х

Для плоскости Y-Y

Запас прочности

Расчет поршневой головки шатуна

На поршневую головку действуют переменная по величине и направлению сила РШ и постоянное давление со стороны втулки. Когда шатун растянут, нагрузка на головку почти равномерно распространяется по верхней половине, а когда шатун сжат, то по нижней половине примерно по косинусоидальному закону.

Напряжение в сечении от действия силы РШ определяется по уравнению:

, где

При растяжении:

b=0.03 м

При сжатии:

Напряжение от давления со стороны втулки определяется по уравнению

Давление между головкой и втулкой

где

тогда:

Головка нагружена асимметричным циклом напряжений с амплитудой

Средним напряжением

Запас прочности головки

Расчет кривошипной головки шатуна

На кривошипную головку шатуна действует сила

(приложение, рис.7 [1])

4.4 Расчет поршневого пальца

Наибольшее давление на поршневой палец в подшипнике

Наибольшее давление в месте соединения пальца с поршнем

Напряжение от изгиба

Напряжение на срез в сечении между бобышкой поршня и головкой шатуна

4.5 Расчет поршня

Днище поршня рассчитывается как круглая пластина, заделанная по контуру. Наибольшие напряжения в местах заделки.

Эквивалентное напряжение в алюминиевом поршне по энергетической теории прочности

Давление на боковую стенку поршня

4.6 Расчет гильзы цилиндра

Гильза цилиндра рассчитывается на пробное гидравлическое давление p=3.5 МПа

Нормальные напряжения в стенке гильзы

Эквивалентное напряжение

Значения эквивалентных напряжений не должны превышать

4.7 Расчет сальника

Минимальное давление, допустимое на графитовые кольца при сохранении герметичности сальника,

Необходимая для его обеспечения сила от пружины сальника:

Сила одной пружины

z=10 -число пружин в сальнике.

Размеры пружин: средний диаметр пружины , диаметр проволоки d=0,0015 м, число рабочих витков , материал пружин - проволока с модулем упругости

Необходимый прогиб пружины при минимальном давлении на опорной поверхности графитовых колец сальника

Максимальный допустимый износ пары трения графит-сталь составляет 0,0015 м, для двух пар износ 0,003 м.

Необходимый прогиб пружин в начальном состоянии

Сила одной пружины при прогибе

Напряжение в пружине при максимальном прогибе

Наибольшее давление на опорной поверхности графитового кольца

5. Заключение

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика расчета элементов поршневого компрессора, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизмов.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный поршневой компрессор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

Все рассчитанные детали компрессора имеют необходимый запас прочности.

Расчет коленчатого вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

Список литературы

1. Тимофеевский Л.С., Бухарин Н.Н., Пекарев В.И. `Холодильные машины': учебник для студентов ВТУЗов. `Политехника', 2006 г., 944 с.

2. Кошкин Н.Н., Бухарин Н.Н., Пекарев В.И. `Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин': учебное пособие для студентов ВУЗов. Л., `Машиностроение', 1976 г., 464 с.

3. Польманн. Учебник по холодильной технике: Основы-комплектующие-расчеты: Монтаж, эксплуатация и техн. обслуживание холодил. установок: [Пер. с фр.] / В. Мааке, Г.-Ю. Эккерт, Жан-Луи Кошпен; [МГУ], 1142 с. ил. 25 см, М. Изд-во Моск. ун-та 1998

4. Быков А.В. `Холодильные компрессоры'. Справочник. М. `Легкая и пищевая промышленность', 1981 г., 280 с.

Приложение 1

Расчет интенсивности нагрузки

б

и

0

15

30

45

60

75

90

105

120

135

150

165

0

0

23

23

23

23

23

 

 

 

 

 

 

 

15

334

7,5

7,5

7,5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

30

182

 

 

 

 

 

 

 

 

3,3

3,3

3,3

3,3

45

160

 

 

 

 

 

 

 

5

5

5

5

5

60

158

 

 

 

 

 

 

 

4,4

4,4

4,4

4,4

4,4

75

168

 

 

 

 

 

 

 

3,6

3,6

3,6

3,6

3,6

90

181

 

 

 

 

 

 

 

 

3,5

3,5

3,5

3,5

105

193

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4

4

4

120

195

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4,6

4,6

4,6

135

193

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5,1

5,1

5,1

150

190

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5,4

5,4

5,4

165

185

 

 

 

 

 

 

 

 

5,6

5,6

5,6

5,6

180

180

 

 

 

 

 

 

 

 

5,7

5,7

5,7

5,7

195

174

 

 

 

 

 

 

 

 

6,4

6,4

6,4

6,4

210

169

 

 

 

 

 

 

 

6,3

6,3

6,3

6,3

6,3

225

163

 

 

 

 

 

 

 

6,35

6,35

6,35

6,35

6,35

240

155

 

 

 

 

 

 

6,3

6,3

6,3

6,3

6,3

6,3

255

146

 

 

 

 

 

 

6,25

6,25

6,25

6,25

6,25

6,25

270

134

 

 

 

 

 

6,35

6,35

6,35

6,35

6,35

6,35

6,35

285

117

 

 

 

 

6,8

6,8

6,8

6,8

6,8

6,8

6,8

6,8

300

90

 

 

9,7

9,7

9,7

9,7

9,7

9,7

9,7

9,7

9,7

 

315

62

18,3

18,3

18,3

18,3

18,3

18,3

18,3

18,3

18,3

 

 

 

330

41

22,4

22,4

22,4

22,4

22,4

22,4

22,4

22,4

 

 

 

 

345

22

21,1

21,1

21,1

21,1

21,1

21,1

 

 

 

 

 

 

Сумма

92,3

92,3

102

94,5

101,3

84,65

76,1

101,75

103,85

104,65

104,7

95

б

и

180

195

210

225

240

255

270

285

300

315

330

345

0

0

 

 

 

 

 

 

 

 

23

23

23

23

15

334

 

 

 

 

 

 

7,5

7,5

7,5

7,5

7,5

7,5

30

182

3,3

3,3

3,3

3,3

3,3

 

 

 

 

 

 

 

45

160

5

5

5

5

 

 

 

 

 

 

 

 

60

158

4,4

4,4

4,4

4,4

 

 

 

 

 

 

 

 

75

168

3,6

3,6

3,6

3,6

 

 

 

 

 

 

 

 

90

181

3,5

3,5

3,5

3,5

3,5

 

 

 

 

 

 

 

105

193

4

4

4

4

4

4

 

 

 

 

 

 

120

195

4,6

4,6

4,6

4,6

4,6

4,6

 

 

 

 

 

 

135

193

5,1

5,1

5,1

5,1

5,1

5,1

 

 

 

 

 

 

150

190

5,4

5,4

5,4

5,4

5,4

5,4

 

 

 

 

 

 

165

185

5,6

5,6

5,6

5,6

5,6

 

 

 

 

 

 

 

180

180

5,7

5,7

5,7

5,7

5,7

 

 

 

 

 

 

 

195

174

6,4

6,4

6,4

6,4

6,4

 

 

 

 

 

 

 

210

169

6,3

6,3

6,3

6,3

 

 

 

 

 

 

 

 

225

163

6,35

6,35

6,35

6,35

 

 

 

 

 

 

 

 

240

155

6,3

6,3

6,3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

255

146

6,25

6,25

6,25

 

 

 

 

 

 

 

 

 

270

134

6,35

6,35

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

285

117

6,8

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

300

90

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

315

62

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

330

41

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

22,4

345

22

 

 

 

 

 

 

 

 

 

21,1

21,1

21,1

Сумма

94,95

88,15

81,8

69,25

43,6

19,1

7,5

7,5

30,5

51,6

51,6

74

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Определение основных размеров и параметров компрессора. Подсчет его массовой производительности с помощью уравнения состояния Клапейрона. Изменение внутренней энергии в процессе сжатия. Построение индикаторной диаграммы первой ступени компрессора.

    контрольная работа [264,7 K], добавлен 21.04.2016

  • Расчет теплопритоков в охлаждаемое помещение и необходимой производительности судовой холодильной установки. Построение рабочего цикла холодильной машины, ее тепловой расчет и подбор компрессора. Последовательность настройки приборов автоматики.

    курсовая работа [1,4 M], добавлен 25.12.2014

  • Определение базы поршневого компрессора, предварительное определение его мощности. Определение параметров нормализованной базы, требуемого числа ступеней. Конструктивный расчет компрессора. Определение номинального усилия базы, плотности газа по ступеням.

    курсовая работа [1,9 M], добавлен 04.04.2014

  • Описание конструкции бытового холодильника. Расчет теплопритоков в шкаф. Тепловой расчет холодильной машины. Теплоприток при открывании двери оборудования. Расчет поршневого компрессора и теплообменных аппаратов. Обоснование выбора основных материалов.

    курсовая работа [514,7 K], добавлен 14.12.2012

  • Выбор и сравнение прототипов по ряду критериев. Геометрический и кинематический анализ механизма двухцилиндрового поршневого компрессора. Определение силовых и кинематических характеристик механизма. Динамическое исследование машинного агрегата.

    курсовая работа [1,4 M], добавлен 20.09.2012

  • Особенности силового расчета механизма. Анализ метода подбора электродвигателя и расчета маховика. Построение кривой избыточных моментов. Характеристика и анализ схем механизмов поршневого компрессора. Основные способы расчета моментов инерции маховика.

    контрольная работа [123,0 K], добавлен 16.03.2012

  • Описание конструкции двухкамерного компрессионного холодильника. Теплопритоки в шкаф холодильника. Тепловой расчет холодильной машины. Обоснование выбора основных материалов. Расчет поршневого компрессора, теплообменных аппаратов, капиллярной трубки.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 07.08.2013

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.