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

Обозначение	Наименование	Кол.	Примечание
Ф	Фильтр	1
К1	Цилиндр первой	1
К2	Цилиндр второй	1
Х1	Холодильник	1
С1	Газосепаратор	1
В	Газосборник	1

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.

Обозначение	Назначение	Кол.	Проход условный Ду, мм	Давление условное Ру,мм
А	Люк - лаз	1	450	1,6
Б	Вход газа	1	150	2,5
В	Выход газа	1	80	2,5
Г	Выход жидкости	1	80	1,6
Е	Для предохранителя клапана	1	50	2,5
Ж	Вход воды	1	25	1,6
И	Выход воды	1	25	1,6
К	Под манометр	1	15	-
Л	Дренаж	1	50	1,6

1.3 Материальное исполнение оборудования

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

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

№ п/п	Наименование	материал	ГОСТ
1	2	3	4
1	Картер	СЧ 21	1412
2	Цилиндр	СЧ 21	1412
3	Шпильки фланцевых соединений	Сталь 35	1050
4	Гайки фланцевых соединений	Сталь 40	1050
5	Шток	Сталь 45	1050
6	Коленчатый вал	Сталь 45	977
7	Шатун	Сталь 35	977
8	Шатунный болт	20ХН3А	4545
9	Гайка шатунного болта	Сталь 35	1051
10	Поршень	СЧ 21	1412
11	Втулка	Сталь 35	1050
12	Палец крейцкопфа	Сталь 12ХН3А	4543
13	Башмак крейцкопфа	Сталь 35	2685
14	Втулка шатуна	БрОФ - 10-1	669
15	Сальник: оправа	Сталь 35	1050
16	Сальник: набивка	Ф-4К20	10007
17	Направляющие	СЧ 21	1412
18	Крышка цилиндра	СЧ 21	1412

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

Таблица 4 - Материальное исполнение сепаратора

№ п/п	Наименование	материал	ГОСТ
1	Обечайка, днище	Сталь 09Г2С	5520
2	Патрубки штуцеров	Сталь 09Г2С	4543
3	Фланцы штуцеров	Сталь 09Г2С	4543
4	Шпильки фланцевых соединений	Сталь 09Г2С	19281
5	Гайки фланцевых соединений	Сталь 09Г2С	19281
6	Прокладки фланцевых соединений	Паронит	26 - 373
7	Опоры	Сталь Вст3сп	14637

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_g - коэффициент учитывающий масштабный фактор зависимости от dшт, Е_g = 0,689;

K_g - коэффициент концентрации напряжений для резьбы штока:

Для углеродистых сталей K_g = 3,5 ч 4,5. Для резьбовых соединений типа, «стяжки» значение K_g - снижают на 20%.

у_-1 - предел усталости при изгибе. Для стали 45 у_-1 = 250 ч 340 Н/мм²

K_g = 4,5 - 20*45/100 = 3,6;

у_-1^х = 0,689/3,6*270 = 51,6 Н/мм²;

Запас усталостной прочности по переменным напряжениям рассчитываются по формуле:

n_u = у_-1^k*(1 - у_m/1.15* у_В )/ у_х; (75)

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

n_u = 51,6*(1-99,12/1,15*610)/12,32 = 3,6.

Нормативный коэффициент запаса прочности по переменным напряжениям:

[n_u] > n_u.

[n_u] = 2.5 ч 4.

Условие прочности выполняется.

2.1.4 Расчёт на прочность шатунного болта

2.1.4.1 Задача расчёта

Задачей расчёта является проверка на статическую прочность и на выносливость шатунного болта. Расчёт является проверочным.

Расчёт произведён в соответствии с [1]

Рисунок 4 - Расчётная схема шатунного болта

2.1.4.2 Данные для расчёта

Материал сталь 20Х3А

Диаметр болта 30 мм

Число двойных ходов 500 об/мин

Вес крейцкопфа 28,8 кг

Вес шатуна 24 кг

Вес штока 14,45 кг

Длина болта 258 мм

Радиус кривошипа 110 мм

Диаметр цилиндра 400 мм

Давление в цилиндре 0,35 Мпа

Длина рабочей части болта 210 мм

Диаметр стержня 26 мм

2.1.4.3 Расчёт усилий действующих на болт

Полное усилие действующее на болт рассчитывается по формуле:

Q = T₀ + x*P, H=4636,4+0,25*2472,75=5254,6 Н (76)

Где T₀ - усилие предварительной затяжки болта;

T₀ = k * P * (1 - x)=2,5*2472,75*(1 - 0,25) = 4636,4 Н (77)

Где k - коэффициент затяжки для переменных нагрузок, k = 2.5 ч 4 принимаем k = 3;

X - коэффициент основной нагрузки, x = 0.25 ч 0.3, принимаем x = 0.27;

P - внешняя сила, выбирается наибольшая из двух сил, сила растягивающая при работе компрессора под номинальной нагрузкой или сила инерции.

Сила инерции рассчитывается по формуле:

P_u = R * щ² * [m_n * (1 + л) + (m_в - m_пр)], Н; (79)

P_u = 0,1*52,33²*[107,25*(1+0,2)+(16,8-3)] = 39022,6 Н.

Расчётная сила на 1 болт:

Р/2=39022,6/2=19511,3 Н

Где R - радиус кривошипа;

m_пр - вес головки шатуна, m_пр = 3 кг;

m_n - масса возвратно-поступательных движущихся деталей, кг;

m_n = m_шат + m_ш +m_порш + m_кр, кг; (80)

где m_шат - вес шатуна, кг;

m_ш - вес штока, кг;

m_порш - вес поршня, кг;

m_кр - вес крейцкопфа, кг;

m_n = 24 + 14,45 +40 +28,8 = 107,25 кг.

m_в - часть веса шатуна, совершающая возвратно-поступательные движения, кг;

m_в = 0,7* m_шат = 0,7*24 = 16,8 кг; (81)

щ - угловая скорость, 1/с;

щ = р * n/30 = 3.14 * 500/30 = 52,33_c^-1; (82)

л - поправочный коэффициент;

л = R/L; (83)

где L - длина рабочей части болта, мм.

Л = 100/500 = 0,2;

Где F₁ - Площадь поперечного сечения шатунного болта;

Q -полное усилие, действующее на болт;

F₁ = р*d₁²/4 = 3.14*30²/4 = 706.5 мм²

у₁ = 5254,6/706,5=7,43 Н/мм²

2.1.4.4 Расчёт шатунного болта на статическую прочность

Нормальное напряжение в нарезанной части болта рассчитывается по формуле:

у = Q/F, Н/мм²; (85)

где F - площадь поперечного сечения шатунного болта;

F = р * d²/4; (86)

F = 3.14 * 28²/4 = 615,44 мм².

у_с = 5254,6/615,44 = 8,53 Н/мм².

Нормальное напряжение в гладкой части болта рассчитывается по формуле:

у _гл = Q/F_гл, Н/мм²; (87)

где F_гл - площадь поперечного сечения в гладкой части болта;

F_гл = р * d_гл²/4; (88)

F_гл = 3,14 * 25²/4 = 490,62 мм²;

у _гл = 237719,64/490,62 = 484,53 Н/мм².

Крутящий момент действующий при растяжке рассчитывается по формуле:

М_к = о * T₀ * d₀, Н*мм; (89)

Где о - коэффициент равный 0,08Ж

d₀ - наружный диаметр резьбовой части.

М_к = 0,08 * 4636,4*30 = 11127,36 Н*мм.

Касательное напряжение в нарезанной части рассчитывается по формуле:

ф₁ = М_к/0,2*d₁³, Н/мм²; (90)

ф₁ = 11127,36/0.2*30³ = 2,06 Н*мм.

Касательное напряжение в гладкой части рассчитывается по формуле:

ф_с = М_к/0,2*d₂³, Н/мм²; (91)

ф_с = 11127,36/0,2*28³ = 2,53 Н/мм².

Приведённое напряжение в нарезанной части рассчитывается по формуле:

у_пр = ? у₁² + 3*ф₁², Н/мм²; (92)

у_пр = v7,63² + 3 * 2,06² = 4,5 Н/мм²;

Приведённое напряжение в гладкой части рассчитывается по формуле:

у_прс = ? у_с² + 3*ф_с², Н/мм²; (93)

у_гл = v8,53² + 3*2,53² = 3,26 Н/мм².

Запас прочности по пластической деформации т.е. по пределу текучести рассчитывается по формуле:

n_s1 = 1.15 * у₁/ у_пр1; (94)

где у_m - предел текучести материала болта, у_m = 700 Н/мм²;

n_s1 = 1,15*700/4,5 = 155,5;

n_sс = 1,15 * у_с/ у_прс; (95)

n_sс = 1,15*700/5,26 = 159,04

Запас прочности по пределу прочности рассчитывается по формуле:

Запас прочности в нарезанной части болта:

N_р = 1,15* у₁/ у_пр1 (96)

где у_B - предел прочности материала.

n_B = 1,15*850/4,5 = 217,22;

Запас прочности в гладкой части болта:

n_гл = у_B/ у_прс; (97)

n_гл = 850/5,26 = 161,6;

Вывод: коэффициенты запаса прочности входят в пределы допустимых, условия прочности по пределу текучести и прочности удовлетворяются.

2.1.4.5 Расчёт на выносливость

Переменное напряжение при пульсирующей нагрузке в нарезанной части болта рассчитывается по формуле:

у_u = x *P/2*F, Н/мм²; (98)

где x - коэффициент основной нагрузки, x = 0,27;

Р - расчетная сила на один болт, Н;

F₁ - площадь поперечного сечения наружной части шатунного болта, F₁ = 617,68 мм²;

у_u = 0,27 * 19511,3/ 2*706,5 = 3,72 Н/мм²

Среднее напряжение цикла рассчитывается по формуле:

у_m = у_з + у_u, Н/мм²; (99)

где у_з - напряжение затяжки в резьбовой части;

у_з = T₀/F; (100)

у_з = 4636,4/706,5 = 6,56 Н/мм²;

у_m = 6,56+3,72 = 10,3 Н/мм²

Предел выносливости резьбовой части рассчитывается по формуле:

у_-1g = у_-1/k_g, Н/мм²; (101)

где у_-1 - предел выносливости гладкого стержня.

k_g - коэффициент концентрации напряжения для резьбового соединения.

у_-1g = 340/4,5 = 75,5 Н/мм².

Запас усталостной прочности по переменным напряжениям в резьбовой части болта рассчитывается по формуле:

n_u = у_-1g * (1 -(у_m/1.15* у_в))/ у_u; (102)

n_u = 75,5 * (1 - (10,3/1,15*850))/3,72 = 20.

Запас усталостной прочности по максимальным напряжениям с учётом затяжки рассчитывается по формуле:

n_в = у_-1g/( у_u + у_-1g/1,15 * у_в * у_m);

n_в = 75,5/3,72 + 75,5/1,15*850 * 10,3 = 16,7.

Нормативные коэффициенты усталостной прочности:

[n_u] = 1.3 ч 2.5.

[n_в] = 1,5 ч 4.

Вывод: условия прочности выполняются.

2.2 Расчёт газосепаратора

2.2.1 Расчёт толщин стенок обечайки и днищ сосуда по ГОСТ 14249 - 89

2.2.1.1 Задача расчёта

Задачей расчёта является определение толщин стенок обечайки и эллиптических днищ сосуда, нагруженного внутренним избыточным давлением.

Расчёт произведён в соответствии с [8].

2.2.1.2 Данные для расчёта

Диаметр обечайки внутренней 1600мм;

Давление расчётное 0,35МПа;

Температура расчётная 60°С;

Прибавка для компенсации коррозии 2 мм;

Прибавка для компенсации минусового допуска 0,8 мм;

Прибавка технологическая 1,2мм;



Рисунок 5 - Схема газосепаратора

2.2.1.3 Расчёт толщины стенки обечайки

Толщина стенки обечайки, нагруженная внутренним избыточным давлением рассчитывается по формуле:

S ? S_p + C; (104)

S = P*D/ 2 *[д]* ц_р - P; (105)

где S - исполнительная толщина стенки обечайки, мм;

S_p - расчётная толщина стенки обечайки, мм;

С - суммарная прибавка к расчётной толщине стенки;

С = С₁ + С₂; (106)

Где С₁ - прибавка для компенсации коррозии, мм;

С₂ - прибавка для компенсации минусового допуска, мм;

Р - расчётное внутреннее избыточное давление, МПа;

[д] - допускаемое напряжение при расчётной температуре, Мпа;

Для стали 09Г2С при расчётной температуре 100°С, [д] = 160Мпа.

ц_р - коэффициент прочности продольного сварного шва. При стыковом двухстороннем сварном шве, выполняемым автоматической сваркой и длине контролируемого шва от общей длины 100%, ц_р = 1,0.

S_p = 0,35*1600/2*160*1-0,35 = 8,03 мм.

S = 8,03 +2 +0,8 = 10,83 мм.

Принимаем S = 10мм.

Условие применения формулы:

(S - C)/D ? 0.1 (107)

(12- 2.8)/0,35 ? 0.1

0.026 ? 0.1;

Условие формулы выполняется.

Допускаемое внутреннее избыточное давление.

[P] = 2* [д] * ц*(S - C)/(D + (S - C)); (108)

[P] = 2*160*1*(10 - 2.8)/(1600+(10 - 2.8)) = 2,9 МПа.

2,9 > 1,6.

Условие выполняется.

2.2.1.4 Расчёт толщины стенки эллиптического днища

Толщина стенки эллиптического днища нагруженного внутренним избыточным давление рассчитывается по формулам:

S₁ ? S_1p + C; (109)

S = P*R/ 2 *[д]* ц - 0.5*P; (110)

Где S₁ - исполнительная толщина стенки днища, мм;

S_1p - расчётная толщина стенки днища, мм;

С - суммарная прибавка, мм.

С = С₁ + С₂ +С₃; (111)

Где С₃ - прибавка технологическая, мм.

R - радиус кривизны в вершины днища.

Для стандартного днища с Н = 0,25*D, R=D.

S_1p = 0,35*1600/(2*1*160-0,5*0,35) = 3,11 мм

S₁ = 3,11 + 2 + 0,8 + 1,2 = 7,11мм.

Принимаем S₁ = 12 мм.

0,002 ? (S₁ - С)/D ? 0,1; (112)

0,002 ? (10 - 4)/1600 ? 0,1;

0,004 ? 0,026 ? 0,1;

Условие применения формулы выполняется.

Допускаемое внутреннее избыточное давление.

[P] = 2* [д] * ц*(S₁ - C)/(D + (S₁ + C)*0,5); (113)

[P] = 2*160*1*(10 - 4)/(1600 + (10 + 4)*0,5) = 3,12 МПа.

3,12 > 1,6.

Условие выполняется.

2.2.2 Расчёт укрепления отверстий люка ГОСТ 24755 - 81

2.2.2.1 Задача расчёта

Задачей расчёта является определения минимального диаметра отверстия не требующего укрепления и условия укрепления.

Расчёт произведён в соответствии с [8].

2.2.2.2 Данные для расчёта

Внутренний диаметр аппарата 1600 мм;

Расчетное давление 0,35 МПа;

Расчётная температура 60°С;

Исполнительная толщина стенки обечайки 10 мм;

Расчётная толщина стенки обечайки 6,03 мм;

Толщина накладного кольца 10 мм;

Внутренний диаметр штуцера 200 мм;

Исполнительная толщина стенки штуцера 14 мм;

Прибавка к расчётной толщине стенки штуцера 2 мм;

Длина внешней части штуцера 200 мм;

Исполнительная ширина накладного кольца 214 мм;

Прибавка к расчётной толщине стенки обечайки для компенсации минусового допуска 0,8мм;

Материал обечайки и накладного кольца Сталь 09Г2С;

Материал патрубка Сталь 09Г2;

Рисунок 6 - Укрепляющее кольцо

2.2.2.3 Расчёт минимального диаметра, не требующего дополнительного укрепления

Расчёт минимального диаметра, не требующего дополнительного укрепления производится по формуле:

d₀ = 2*((S - C)/S_P - 0.8)*vD_P * (S - C); (114)

Где S - исполнительная толщина стенки обечайки, мм;

С - прибавка к расчётной толщине стенки обечайки, мм;

С = С₁ + С₂; (115)

Где С₁ - прибавка к расчётной толщине стенки обечайки для компенсации коррозии, мм;

С₂ - прибавка к расчётной толщине стенки обечайки для компенсации минусового допуска, мм;

С = 2 + 0,8 = 2,8 мм;

Следовательно, отверстие диаметром 72,5 мм и менее при толщине корпуса аппарата 10 мм дополнительного укрепления не требует.

2.2.2.4 Расчёт укрепления отверстия ДУ 200 мм

При укреплении отверстия утолщением стенки сосуда или штуцера накладным кольцом, должно выполнятся условие укрепления.

l_1R*(S₁ - S_1R - C_S)*X₁*l_2R*S₂*X₁+ l_3R*(S₃ - 2*C_S)*X₁+ l₃*(S -S_R -C)?0.5*(d_R - d_0R)*S_R; (116)

где S_1R - расчётная длина внешней части штуцера;

l_1R = 1,25 * v(d+2* C_S)¦ * (S₁ - C_S), (117)

где l₁ - длина внешней части штуцера, мм;

d - внутренний диаметр штуцера, мм;

C_S - прибавка к расчётной толщине стенки для компенсации коррозии, мм;

S₁ - исполнительная толщина стенки штуцера, мм;

l_1R = 1,25 * v(200+2*2) * (14 - 2) = 61,8 мм.

Принимаем l_1R = 62 мм;

l_3R = 0;

S_1R - расчетная толщина стенки штуцера, мм;

S_1R = P*(d+2*C_S)/(2 *[д]₁* ц₁-P); (118)

Где [д]₁ - допускаемое напряжение для материала патрубка стали марки 09Г2С при расчётной температуре 100°С, [д]₁ = 160МПа.

S_1R = 1,6*(200+2*2)/(2*1*160-1,6) = 1,02 мм.

X₁ - отношение допускаемых напряжений для внешней части штуцера;

X₁ = min{1,0; [д]₁/ [д] }; (119)

X₁ = 160/160 = 1;

X₂ - отношение допускаемых напряжений для накладного кольца;

X₁ = min{1,0; [д]₂/ [д] }; (120)

Где [д] - допускаемое напряжение для материала патрубка стали марки 09Г2С при расчётной температуре 100°С, [д] = 160МПа.

X₂ = 160/160 = 1;

l_R - расчётная ширина зоны укрепления в окрестности штуцера, мм;

l_R = v D_R( S - C), мм; (121)

l_R - исполнительная ширина накладного кольца, мм;

l_R = v1600*(10- 2,8) = 94,95 мм;

Принимаем l_R = 92,95 мм;

l_2R -ширина расчётная накладного кольца, мм;

l_2R = v D_R(S₂ + S - C), мм; (122)

l_2R - исполнительная ширина накладного кольца, мм;

l_2R = v1600*(10+10-2,8) = 145,7 мм;

l_2R = 145,7 мм

Принимаем l₂ = 140 мм.

d_R - расчётный диаметр отверстия, мм;

d_R = d + 2* C_S; (123)

d_R = 200+2*2=204 мм.

d_0R - наибольший расчётный диаметр отверстия, не требует дополнительного укрепления, при отсутствии избыточной толщины стенки сосуда;

d_0R = 0,4*v D_R( S - C), мм; (124)

d_0R = 0,4*v1600*(10 - 2,8) = 40,2;

Условие укрепления:

61,8*(14-1,02-2)*1+140*10*1+92,95*(10-2*2)*1+0*(10-6,03-2,8)?0,5*(204-40,2)*6,03;

2637,5 ? 502,9.

Условие укрепления выполняется.

2.2.3 Расчёт крышки люка по РД 26 - 15 - 88 и ГОСТ 14246 - 89

2.2.3.1 Задача расчёта.

Задачей расчёта является проверка прочности болтов, шпилек, фланца в опасных сечениях, прокладки, герметичности фланцевого соединения, и толщин плоской крышки.

Расчёт произведён в соответствии с [8].

2.2.3.2 Данные для расчёта

Внутренний диаметр фланца 450 мм;

Расчетное давление 0,35 МПа;

Диаметр окружности расположения шпилек 550 мм;

Средний диаметр прокладки 510 мм;

Ширина прокладки 12 мм;

Толщина фланца 25 мм;

Толщина прокладки 2 мм;

Расчётная температура фланца 60°С;

Прибавка для компенсации коррозии 2 мм;

Модуль продольной упругости материала фланца по ГОСТ 1424 при температуре 20°С : 1,99* 10⁵МПа;

Расчётной температуре 1,91*10⁵ МПа;

Модуль продольной упругости материала шпилек по ГОСТ 14249 при температуре 20°С 2,1 * 10⁵ МПа;

Расчётной температуре 2,01*10⁵ МПа;

Температурный коэффициент линейного расширения материала:

Шпилек 11,65*10^-6 1/°С

Фланца 11,65*10^-6 1/°С

Материал фланцев Сталь 09Г2С;

Материал шпилек Сталь 09Г2;

Материал прокладки паронит ПОН;

Число шпилек 20 шт;

Рисунок 7 - Конструкция плоского приварного фланца

2.3.3.3 Расчёт нагрузок

Равнодействующая внутреннего давления:

Q_g = 0.785 * D_СП²*P; (125)

Где P - расчётное давление, МПа;

D_СП - средний диаметр прокладки, мм.

Q_g = 0,785 * 510² * 0,35 = 71462,5 Н.

Реакция прокладки в рабочих условиях:

R_n = р* D_СП*b_n*m*p; (126)

Где m = 2,5 - прокладочный коэффициент;

b_n - ширина прокладки, мм.

R_n = 3,14*510*12*2,5*0,35 = 16814,7Н.

Нагрузка возникшая от температурных деформаций:

Q_t = 1/n_t*(2*б_ф*h*t_ф - б₆*l_ф *t_ф); (127)

Где б_ф, б₆ - температурный коэффициент линейного расширения материала, соответственно фланцев и болтов;

t_ф, t_ф - расчётная температура соответственно фланцев и болтов;

з₁ - безразмерный коэффициент.

з₁ = У_n + У₆ * Е₆/Е₆²⁰ * 2У_ф * Е_ф/Е_ф²⁰ *В²; (128)