Поршневой двухступенчатый воздушный компрессор с цилиндрами простого действия и промежуточным охладителем

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

 

 

 

 

ИНЖЕНЕРНО - ПЕДАГОГИЧЕСКИЙ ФАКУЛЬТЕТ

Кафедра “Вакуумная и компрессорная техника ”

 

 

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Поршневой двухступенчатый воздушный компрессор с цилиндрами простого действия и промежуточным охладителем

 

 

 

 

 

 

 

 

Работу выполнил                  М. М. Макиенко

 

Руководитель                                            

Старший преподаватель                      В.В.Бабук

 

 

Минск 2012

ВВЕДЕНИЕ

Компрессором называется машина, осуществляющая повышение давления или пара. Другими словами, компрессор-это машина-орудие для подвода энергии извне  к газу или пару и превращения ее в потенциальную энергию давления газа или пара.

Наиболее широкое применение компрессорные машины нашли в холодильных установках.

Все компрессоры могут быть разделены на 3 группы по способу их действия, то есть по тому, каким образом энергия передается газу, и по тому, какие физические явления используются для повышения газа:

1. объемные компрессоры
2. динамические компрессоры
3. тепловые компрессоры.

В некоторых типах компрессоров используют сочетание нескольких способов повышения давления.

В данной курсовой работе рассматривается один из видов объемных компрессоров(поршневой).

Объемные компрессоры повышают давление газа путем уменьшения замкнутого объема(камеры), содержащего определенное количество газа, то есть определенное число молекул газа. Уменьшение замкнутой полости сопровождается увеличением концентрации молекул в единице объема.  Давление газовой среды на стенку согласно законам кинетической теории газов пропорционально суммарной энергии соударений молекул газа со стенкой. При увеличении числа молекул в единице объема увеличивается количество соударений молекул, приходящихся на единицу площади стенки, то есть увеличивается давление газа.

Отметим, что процесс сжатия в объемных компрессорах происходит периодически. Необходимо, чтобы рабочая полость объемного компрессора периодически то увеличивалась, то уменьшалась. Во время увеличения объема рабочей полости газ заполняет последнюю, входя в нее. Во время уменьшения этого объема  газ сжимается , его давление повышается. и затем в сжатом виде  газ выталкивается из рабочей полости.

Наиболее типичным представителем объемных компрессоров является поршневой.

 Поршневые компрессоры имеют  широкое распространение. Они отличаются  от компрессоров других типов  высокой экономичностью, простотой  конструкции, обслуживания и ремонта, большой надежностью. По численности  поршневые компрессоры составляют  более 80% всего компрессорного парка  страны.

Поршневым компрессором называется компрессор объемного действия, в котором изменение объема рабочей полости осуществляется поршнем, совершающим прямолинейное возвратно-поступательной движение.

Превращение вращательного движения вала приводного двигателя в прямолинейное возвратно-поступательное движения поршня осуществляется кривошипно-шатунным, кулисным или кулачковым механизмом. Наибольшее распространение в поршневых компрессорах получил кривошипно-шатунный механизм.

Целью данной курсовой работы является проектирование  и расчет поршневого двухступенчатого воздушного компрессора с цилиндрами простого действия и промежуточным охладителем.

 

1. Тепловой расчет двухступенчатого поршневого компрессора.

 

1. Распределение повышения давления по ступеням.

 

Общее номинальное относительное повышение давления компрессором находим по уравнению [1]:

 

ɛк=рн/рвс           (1.1)

ɛк =0,95/0,1=9,5.

 

Выбираем число ступеней сжатия [1]:

z=2.

Номинальное относительное повышение давления во всех ступенях принимаем одинаковым [1]:

 

ɛ*стI= ɛ*стII          (1.2)

ɛ *стI= ɛ *стII ==3,1.

Номинальное давление всасывания во II ступень:

 

pmI=pвсII=pвсI* ɛ *стI         (1.3)

pmI=pвсII =0,1*3,1=0,31 (МПа).

Относительные потери давления на всасывании I ступени:

,         (1.4)

=0,3* 2,66/(0,1* 106)0,25=0,045,

где

 А- коэффициент, учитывающий совершенство компрессора, А=2,66.

Относительные потери давления во всасывающих клапанах IIступени:

(1.5)

=0,3* 2,66/(0,31* 106)0,25=0,034.

Относительные потери давления на нагнетании(нагнетательных клапанах и межступенчатом охладителе воздуха) Iступени:

(1.6)

=0,7* 2,66/(0,31* 106)0,25=0,079.

 

Относительные потери давления на нагнетании II ступени определяем без учета концевого охладителя в предположении, что потери происходят только в нагнетательных каналах. Предполагая по аналогии со всасывающими клапанами, на которые приходится 0,3(стр.100, [1]), что в нагнетательных клапанах относительные потери давления равны 0,3, получим:

 

(1.7)

=0,3* 2,66/(0,95* 106)0,25=0,026.

Осредненное давление в цилиндре р1 и р2:

р1I=(1-)*рвсI         (1.8)

р1I =(1-0,045)*0,1=0,0955 (МПа);

р2I=(1+)*рвсII         (1.9)

р2I =(1+0,079)*0,31=0,3345 (МПа);

р1II=(1-)*рвсII         (1.10)

р1II =(1-0,034)*0,31=0,2995 (МПа);

р2II=(1+)*рн         (1.11)

р2II =(1+0,026)*0,95=0,9747 (МПа).

 

Относительное повышение давления в цилиндре:

ɛц =р2i/р1i          (1.12)

 

ɛц I =р2I /р1I =0,3345/0,0955=3,503;

ɛц II =р2 II /р1 II=0,9747/0,2995=3,254.

 

Результаты расчетов сведем в таблицу 1.1 :

Таблица 1.1- Результаты расчетов

Параметр	I ступень	II ступень
Номинальное давление, МПа Всасывания рвсi Нагнетания рнi	0,1 0,31	0,31 0,95
Осредненное давление в цилиндре, МПа Всасывания р1i Нагнетания р2i	0,0955 0,3345	0,2995 0,9747
Относительное повышение давления в цилиндре ɛц=р2i/р1i	3,503	3,254

 

 

2. Определение коэффициента подачи.

 

Составляющая коэффициента подачи определяем следующим образом. Задаемся в соответствии с рекомендациями коэффициентами: дросселиованиядрi(стр.49 [1]), подогрева тi(стр.53 [1]), плотности плi.(стр.54 [1]). Объемный коэффициент 0 iподсчитываем по формуле:

0i=1-ам[(р2/рвс)1/n-1].        (1.13)

Задаемся значениями относительного объема ам=2мм, для обеих ступеней (стр.44 [1]), значение показателя политропы конечных параметров принимаем одинаковым в обеих ступенях, задано по условию: n=1,26.

Коэффициенты подачи ступеней находим по уравнению:

=0*др*т*пл. ,         (1.14)

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.2:

Таблица 1.2– Коэффициент подачи и его составляющие

Коэффициент подачи и его составляющие	I ступень	II ступень
0	0,839	0,852
др	0,96	0,98
т	0,96	0,97
пл	0,98	0,97
	0,758	0,785

 

 

3. Определение основных размеров и параметров ступеней.

Рассчитаем объем, описываемый поршнем I ступени:

VhI=Ve/I          (1.15)

VhI =0,208/0,758=0,27485 (м3/с)=274,85 (л/с).

Температура всасывания II ступени:

ТвсII= ТвсI+Т,         (1.16)

где

 Т-недоохлаждение перед II ступенью принимаем 10 К.

ТвсII=301+10=311 (К).

Объем, описываемый поршнем II ступени:

VhII=(Ve/II)*(рвсI/рвсII)*(ТвсII/ТвсI)       (1.17)

VhII=(0,208/0,785)*(0,1/0,31)*(311/301) =0,0883 м3/с=88,3(л/с).

Предполагаем, что привод компрессора осуществляется от асинхронного электродвигателя через упругую муфту. Частота вращения коленчатого вала электродвигателя задана по условию и равно n0=730 мин-1=12,2 с-1.

По заданию схема компрессора L-образная с одним цилиндром простого действия I ступени и одним цилиндром простого действия II ступени.

Для компрессора задаемся средней скоростью поршня Cm=4,0 м/с (стр.68 [1]).

Средняя скорость поршняCm=2*Sn*n0.Описанный объем компрессора простого действия :

Vh=(π/4)*D2*Sn*n0.         (1.18)

Тогда получим:

Vh=( π /8)*D2*Cm или D=1,596(Vh/ Cm)1/2.     (1.19)

Диаметр I ступени:

DI=1,596(0,27485/4)1/2=0,418 (м).

Значение DI округляем до ближайшего стандартного размера диаметра цилиндра по ГОСТ 9515-81 (стр.74 [1]).

DI=0,420 м

Рассчитаем полный ход поршня:

Sn=4*VhI/ π *DI2*n0         (1.20)

Sn=4*0,27485 /3,14*(0,42)2*12,2=0,15979 (м).

Округляем ход поршня:

Sn=0,16 м.

После округления значения хода поршня уточняем среднюю скорость поршня:

Cm=2*Sn*n0          (1.21)

Cm =2*0,16*12,2=3,904 (м/с).

Диаметр цилиндра II ступени:

DII=1,596(VhII/ Cm)1/2        (1.22)

DII =1,596(0,0883/3,904)1/2=0,2378 (м).

Округляем DII до стдартого размера по ГОСТ 9515-81 ( стр.74 [1]):

DII=0,240м.

Проверим значения Sn/DIиSn*n02:

Sn/DI=0,16 /0,42=0,381;        (1.23)

Sn*n02=0,16 *(12,2)2=23,81.       (1.24)

Значения Sn/DIи Sn*n02 соответствуют современным тенденциям    (стр. 74 [1]).

Уточняем описанные поршнями объемы после округления диаметров цилиндров и хода поршня:

VhI=( π /4)*D2I*Sn*n0        (1.25)

VhI =(3,14/4)*(0,42)2*0,16*12,2=0,270 (м3/с);

VhII=( π /4)*D2II*Sn*n0        (1.26)

VhII =(3,14/4)*(0,24)2*0,16 *12,2=0,088 (м3/с).

Проверяем производительность компрессора с учетом округления основных размеров цилиндра:

Ve=I* VhI          (1.27)

Ve=0,758*0,270 =0,205 (м3/с)

Согласно ГОСТ 23680-79 производительность компрессора не должна отличаться от номинальной не более чем на ±5 %. В нашем случае отклонение составляет +0,25%.

Основные размеры и параметры ступеней компрессора сведем в таблицу 1.3:

Таблица 1.3– Основные размеры и параметры ступеней компрессора

Параметр	I ступень	II ступень
Число цилиндров	1	1
Диаметр цилиндра D, м	0,42	0,24
Ход поршня Sn, м	0,16	0,16
Частота вращения вала n0, 1/с	12,2	12,2
Объем, описываемый поршнем Vh, м3/с, л/с	0,270 270	0,088 88

4. Определение температуры нагнетания.

 

Принимая, что сжатие воздуха происходит адиабатически (k=1,4),найдем температуру нагнетания:

Тн=Твс* Ец(k-1)/k         (1.28)

ТнI=301*3,503(1,4-1)/1,4=430,65 (К),

ТнII=311*3,254(1,4-1)/1,4=435,68 (К).

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.4:

Таблица 1.4 – К определению температуры нагнетания

Параметр	I ступень	II ступень
Твс , К	301	311
ɛц	3,503	3,254
ɛц(k-1)/k	1,431	1,401
Тн , К	430,65	435,68

 

 

5. Определение мощности привода компрессора.

Определяем индикаторную мощность ступени компрессора, используя упрощенную схематизированную диаграмму(стр.38 [1]):

,      (1.29)

где

 -коэффициент, учитывающий  возвращение энергии в процессе обратного расширения =1-ам( -1).

 

I=1-0,002*(3,503 1/1,4-1)=0,997;

II=1-0,002*(3,2541/1,4-1)=0,997.

Тогда индикаторные мощности по ступеням будут равны:

NиндI=0,0955*0,270*0,997*1,4/(1,4-1)*(3,503(1,4-1)/1,4-1)*106=38,75 (кВт).

NиндII=0,2995*0,088*0,997*1,4/(1,4-1)*(3,254(1,4-1)/1,4-1)*106=36,86 (кВт).

Индикаторная мощность компрессора равна сумме индикаторных мощностей ступеней:

Nинд.к.=NиндI+NиндII         (1.30)

Nинд.к =38,75 +36,86 =75,61 (кВт).

Задаемся значением механического КПД(стр.63[1]): мех=0,86.

Эффективную мощность(мощность на валу компрессора) определяем по Nинд.к. и мех:

Ne=Nинд.к./мех         (1.31)

Ne =75,61/0,86=87,9 (кВт).

 

1.6 Построение процесса  сжатия газа ступеней в PV-диаграмме

 

При движении поршня изменяется объем рабочей полости цилиндра, изменяется и давление газа в этой полости. Изменение давления газа в рабочей полости можно изобразить графически в виде зависимости от положения поршня, т.е. от объема рабочей полости цилиндра. Таким образом, графическая зависимость давления газа в рабочей полости от положения поршня или от объема рабочей полости называется индикаторной диаграммой.

Для изучения особенностей работы и для расчета действительного компрессора вес процессы (всасывание, сжатие, нагнетание и обратное расширение) представляют упрощенно, условно, так, чтобы для расчета компрессора можно было применить простые термодинамические зависимости. Этому требованию соответствует схематизированная индикаторная диаграмма, которая состоит из простых термодинамических процессов, условно протекающих таким образом, что при расчетах получаются результаты, справедливые (с некоторым приближением) для действительного компрессора (рисунок 1).

Рисунок 1- Упрощенная схематизированная индикаторная диаграмма действительного компрессора.

По горизонтальной оси откладываем в масштабе перемещение поршня от  верхней мертвой точки, а по вертикальной – давление газа в рабочей полости.

Для построения диаграммы необходимы следующие значения:

1. Номинальное давление всасывания РвсI=0,1 МПа;
2. Номинальное давление нагнетания РнI=0,95 МПа;
3. Показатель политропы n=1,26;
4. Коэффициент а 0,0125

Объем хода поршня:

Vh1 =Fn*Sn=n         (1.32)

Vh1 ==22155840 (=0,02215584 (м3).

Значения объема для построения кривой сжатия вычислим по формуле:

=          (1.33)

Значения для построения кривой нагнетания вычислим по формуле:

= a,         (1.34)

Для упрощения расчетов, воспользуемся программой Microsoft Excel (рисунок 2):

 

Рисунок 2 – Автоматизация расчетов в Microsoft Excel

 

 

Полученные значения сводим в таблицу 1.5

Таблица 1.5 – Значения для построения индикаторной диаграммы

Сжатие		Нагнетание
Рн, МПа	V yi , мм3	Рн, МПа	V xi , мм3
0,31	9139315	0,31	276948
0,30	9380275	0,30	284250
0,28	9908226	0,28	300248
0,26	10508466	0,26	318437
0,24	11197686	0,24	339323
0,22	11998286	0,22	363583
0,20	12941081	0,20	392153
0,18	14069739	0,18	426354
0,16	15448391	0,16	468131
0,14	17175470	0,14	520467
0,12	19410691	0,12	588201
0,10	22432788	0,10	679779

Перемещение поршня также связано с углом поворота коленчатого вала, поэтому индикаторную диаграмму также построим в координатах р-φ, где φ – угол поворота коленчатого вала (кривошипа).

За начальный момент отсчета угла поворота коленчатого вала принимаем положение кривошипа, соответствующее положению поршня в верхней мертвой точке (ВМТ).

 

Таким образом, существует два вида диаграмм поршневого компрессора: свернутая  и развернутая. Первая - это графическое изображение изменения давления внутри цилиндра в зависимости от положения поршня, т.е. от текущего объема рабочей полости; вторая – графическое изображение изменения давления газа в рабочей полости цилиндра в зависимости от угла поворота коленчатого вала, т.е. от времени.

 

 

 

7. Выбор промежуточного охладителя

Выбираем охладитель трубчатый, цилиндрической формы.

Количество труб выбираем из промежутка от 150 до 250.

Принимаем 150

Диаметр охладителя выбираем из промежутка от 120 до 200

Принимаем 150

Длина охладителя не должна превышать длины компрессора.

Принимаем L=700мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПОРШНЕВОГО  КОМПРЕССОРА

При проектировании и конструировании поршневых компрессоров следует учитывать, что потребитель компрессоров хочет, чтобы новый компрессор был способен обеспечить:

• заданную производительность на номинальных режимных параметрах( давление всасывания, давление нагнетания, температура всасывания и состав сжимаемого газа), определенных Техническим заданием(ТЗ);
• качество сжатого газа, определенное ТЗ;
• безопасную работу на номинальных режимных параметрах, определенных ТЗ;
• безопасную работу на предусмотренных ТЗ режимах регулирования.

Кроме того, компрессор должен спокойно работать(быть хорошо уравновешенным), а также быть надежным и долговечным, удобным в эксплуатации, ремонтопригодным, экономичным в номинальном режиме работы и  в режиме регулирования.

Компрессор должен быть приспособлен к использованию современных вспомогательных систем (диагностики, управления, контроля и т. д.), рационально автоматизирован, максимально агрегатирован, качественным с точки зрения внешнего дизайна, способен решить максимально большое количество проблем, стоящих перед потребителями сжатого газа.

Также при проектировании и конструировании компрессора конструктор должен учитывать требования производителя компрессора. Прежде всего это- минимальная трудоемкость изготовления узлов, деталей и сборки; минимальная стоимость и доступность материалов, обеспечивающих требуемое качество компрессора; минимальная стоимость и доступность комплектующих компрессор изделий, обеспечивающих требуемое качество и соответствующих требованиям, определенным ТЗ;

возможность изготовления компрессора на существующем оборудовании при существующих технологиях;

минимальные затраты на приобретение нового оборудования и новых технологий;

возможность кооперации и использование существующих связей кооперации для изготовления узлов и деталей;

учет ограничений, накладываемых существующими на заводе внутренними нормативными материалами;

возможность создания производных машин для удовлетворения потребностей большего числа потребителей;

возможность многовариантности изготовления отдельных узлов и деталей для удовлетворения потребностей большего числа потребителей;

 

2.1 Определение толщины  стенок цилиндра

Назначение цилиндров- образование вместе с поршнем и клапанами замкнутой рабочей полости, в которой осуществляется рабочий цикл. Конструкция цилиндра определяется схемой компрессора, производительностью, родом сжигаемого газа, значениями давлений всасывания и нагнетания, материалом заготовки, типом охлаждения, наличием или отсутствием смазки и др.

При давлениях до 6 МПа толщину стенки цилиндра s можно определить исходя из представления цилиндра как тонкостенного сосуда [2,с.140]:

 

,           (2.1)

 где  Р – наибольшее давление в цилиндре, МПа;

D – внутренний диаметр цилиндра, м;

- допускаемое напряжение  при растяжении, МПа;

а – дополнительная толщина стенки, учитывающая ослабление стенки в результате неточности отливки, коррозии, отверстий и т.п.

Принимают = 15…18 МПа для обычного серого чугуна, = 22…35 МПа для легированного чугуна; а = 0,005 м для обычного чугуна и 0,008 м для легированного. Большие значения следует принимать для цилиндров простой формы с клапанами, расположенными в крышках.

 

S1=

S2=

 

2.2 Определение размеров основных элементов поршня. Выбор поршневых колец.

Поршни выполняют следующие функции: изменяют рабочий объем цилиндра; передают энергию от механизма движения к сжимаемому газу;

Во время процесса обратного расширения передают на шатун силу давления газа, т.е. принимают участие в передаче работы обратного расширения газа на коленчатый вал.

Исходя из рисунка 2.1 определим основные размеры поршня[2,с.287-289].

Рисунок 2.1- Поршень в разрезе

В существующих компрессорах полная высота поршня принимается в пределах

Н=(0,6…1,65)         (2.2)

Н =1*420=420 (мм),

где - диаметр поршня первой ступени.

Толщину днища поршня δ обычно принимают в пределах (0,1…0,2):

δ=(0,1...0,2)          (2.3)

δ =0,1*420=42 (мм)

Толщину стенки юбки поршня для поршней с до 300 мм выполняют 8…12 мм, если не превышает 300 мм, если превышает, тогда S1=15 мм

Принимаем S1=15 мм

Расстояние е от днища до первой канавки под поршневое кольцо принимают 10…15 мм

Принимаем е=15 мм

Высоту перемычек между канавками под поршневые кольца рекомендуется выбирать ≥h, где - высота перемычки между канавками; h- высота поршневого кольца.

h=8 мм

b1=9 мм

Расстояние от днища поршня до оси поршневого пальца:

h1=(0,6...0,8)           (2.4)

h1=0,6*420=250 мм

Диаметр бобышки:

dб=(1,3...1,4) dп         (2.5)

dб =1,4*105=150 (мм)

 

Монтажный зазор между поршнем и цилиндром, который обеспечивается при сборке (т.е. в холодном состоянии), зависит от необходимого номинального рабочего зазора, когда поршень и цилиндр нагреты, и от температурного расширения поршня и цилиндра. Номинальный зазор между поршнем и цилиндром в рабочем (нагретом) состоянии

=εDц      (2.6)

где ε- относительный диаметральный зазор в рабочем состоянии;

D- диаметр цилиндра.

Зазор не следует выбирать более необходимого, так как увеличение значения приводит к росту уноса масла.

Нормальная работа обеспечивается при значениях ε от 0,002 до 0,003.

=0,003*420=1,26(мм)

Упрощенно для поршневых компрессоров можно найти монтажный (в холодном состоянии) зазор между чугунным поршнем и чугунным цилиндром по зависимости:

=(0,003…0,008)Dц         (2.7)

=0,004*420=1,68 (мм)

Аналогично проводим расчет геометрических параметров поршня II ступени.

Назначение уплотнительных поршневых колец - перекрыть зазор между поршнем и рабочей поверхностью цилиндра, т.е. препятствовать утечке газа из рабочей полости или перетечке газа в нее через этот зазор. Уплотняющий эффект колец основан на лабиринтном действии набора колец и на плотном прилегании их к зеркалу цилиндра и к стенкам канавок поршня. Поршневое кольцо при работе прижимается своей внешней цилиндрической поверхностью к рабочей поверхности цилиндра под действием перепада давления газа перед кольцом и за ним, а также силами собственной упругости или силой упругости пружины-экспандера. Оно также прижимается боковой торцовой поверхностью к стенке канавки поршня под суммарным действием силы от перепада давления газа, действующим вдоль оси поршня, и силы трения, которая возникает при движении кольца по рабочей поверхности цилиндра.

Основные факторы, влияющие на выбор числа уплотнительных поршневых колец:

• для больших перепадов давления на поршне требуется большее число уплотнительных колец;
• излишнее число колец приводит к неоправданному увеличению потерь мощности на трение, особенно в ступенях высокого давления;
• при увеличении частоты вращения уменьшаются относительные утечки через комплект уплотнительных колец, т.е. при росте частоты вращения можно уменьшить необходимое число уплотнительных колец;
• излишнее число уплотнительных колец неоправданно увеличивает стоимость поршня в сборе;
• с ростом числа колец увеличивается осевой размер поршня;

Число чугунных поршневых колец Z рекомендуется выбирать в следующей зависимости от воспринимаемой поршнем разности давлений ∆Р (МПа), При этом число колец следует выбирать с учетом частоты вращения вала, принимая меньшее число колец для компрессоров с большей частотой вращения вала, так как при большей частоте вращения вала значение относительных перетечек через неплотности уменьшается.

Таблица 2.1 – Число чугунных поршневых колец от воспринимаемой поршнем разности давлений

∆Р, МПа	Z
До 0,4	2
0,4…0,7	2-3
0,7…1,0	3
1,0…1,6	3-4

 

Выбираем 2 уплотнительных чугунных поршневых кольца .

В бескрейцкопфных компрессорах на поверхность цилиндра наносится большое количество масла путем его разбрызгивания в карторе компрессора. Уплотнительные кольца обладают насосным эффектом, вследствие  чего масло с поверхности цилиндра ниже поршня переносится в рабочую полость, где оно под действием высокой температуры может разлагаться и образовывать нагар. Назначение маслосъемных поршневых колец – не допустить поступления излишнего масла в рабочую полость цилиндра компрессора с тронковым поршнем.

Для данного поршня выбираем 1 маслосъемное поршневое кольцо.

Для чугунных колец и обычных температурных режимов справедливо выражение:

s=0,004*Dц,           (2.8)

где

 s – тепловой зазор в замке цилиндра в холодном состоянии;

Dц – диаметр цилиндра.                        

s1=0,004*420=1,68 (мм),

s2=0,004*240=0,96 (мм).

По ГОСТ9515 выбираем поршневые кольца для цилиндра D1=420 мм и D2=240 мм.

Радиальная толщина кольца t1 =12,0мм, t2 =8 мм.

Высота кольца: b1=9,0 мм, b2=8,0 мм.

Все полученные данные сведем в таблицу 2.2

Таблица 2.2 - Основные элементы поршня и компрессионных колец

Параметр	1 ступень	2 ступень
Н, мм	420	240
d, мм	42	24
S1,мм	15	9
е, мм	15	12
h, мм	8	6
b1, мм	9	8
h1, мм	250	140
dб, мм	136	70
Количество поршневых колец	2	2
Dм, мм	1,68	1,25
Dp, мм	1,26	0,8
Высота компресионного кольца h, мм	9	6
Радиальная толщина компресионого кольца t, мм	12	7