Расчет центробежного компрессора

T-S P-V prof lop rab col treyg scor.dwg

Cоединительная муфта
Лабирнтное уплотнение
Обозначение Наименование Примеч
Профиль лопаток направляющего аппарата
Треугольники скоростей
Профиль лопаток рабочего колеса
Соединительная муфта
Обратно направляющий аппарат
Лабиринтное уплотнение

Промеж охл.dwg

Проекционное черчение (основные виды)
Линии чертежа по ГОСТ 2.303-68
Промежуточный охладитель. Чертеж общего вида
Технические требования i-15
Аппарат подлежит действию правил Госгортехнадзора РФ. 2. При изготовлении
испытании и поставке аппарата должны выполнятся требования: i0
а) ГОСТ 12.2.003-74 "Оборудование производственное. Общие требования безопасности"; б) ОСТ 26-291-79 "Сосуды и аппараты стальные сварные. Технические требования." i-15
Материал деталей аппарата
соприкосающихся с воздухом
остальных - Ст 3 ГОСТ 380-71. Материал прокладок - паронит ПОН-1 ГОСТ 481-80. i-15
Аппарат испытывать на прочность и плотность гидравлически в горизонтальном положении под давлением: i0
а) межтрубное пространство - 0
МПа; б) трубное пространство - 0
Сварные соединения должны соответствовать требованиям ОСТ 26-01-82-77 i0
"Сварка в химическом машиностроении." i-15
Сварные швы в объеме 100% контролировать рентгеносвещением. 7. Размеры для справок. 8. Чертеж разработан на основании ГОСТ 15122-79.
Трубное пространство
Межтрубное пространство
Техническая характеристика
Поверхность теплообмена
Давление условное Pу
Наименование и марка материала
Распределительная камера
Соединение с атмосферой
Схема расположения штуцеров и опор

Общая схема комп уст.dwg

(Verwendungsbereich)
(Modell- oder Gesenk-Nr)
Схема блока компрессорной установки

компрессор готовый.docx

Министерство образования и науки
Российской Федерации
Федеральное агентство по образованию
ГОУ ВПО «ТАМБОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
подпись инициалы фамилия
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
наименование учебной
подпись дата инициалы фамилия
подпись дата инициалы
Описание конструктивных особенностей компрессора назначение и особенности отдельных деталей и узлов . .. 7
Термодинамический и газодинамический расчет компрессора . 10
1Термодинамический и газодинамический расчет рабочего колеса 10
1.1Определение числа ступеней .. 10
1.2Определение основных размеров рабочего колеса 10
1.3Определение площади сечения входного и выходного каналов .. 11
1.4Определение параметров воздуха в рабочем колесе 11
1.5Определение мощности на привод .. .. 12
2 Термодинамический и газодинамический расчет диффузора . 14
2.1Определение основных размеров диффузора 14
2.2Определение параметров воздуха в диффузоре .. .14
2.3Определение площади сечения входного и выходного каналов 15
Описание промежуточного охладителя и особенности его работы ..17
Расчет на прочность деталей компрессора . 18
1Расчет на прочность вала компрессора .. 18
2.Расчет на прочность от действия центробежных сил. .. 18
Расчет характерных точек цикла компрессора .. 21 6. Заключение 22
Список используемых источников . . 23 Приложение .. 24
Наша страна на протяжении десятилетий являлась наиболее развитым государством в мире по разным направлениям: науки технике медицины и т.п. Именно в России были впервые в мире разработаны микросхемы на принципе работы которых сейчас во всем мире работают сотовые телефоны. Параллельно с США велась разработка а в итоге и пуск в эксплуатацию первых атомных электростанций.
Экономика любой страны зависит от многих факторов. Но важнейшими являются несколько направлений: Оборонка сельское хозяйство и энергетика.
Энергетика является одной из ключевых отраслей экономики любой страны. Именно она обеспечивает энерговооруженность а значит и производительность труда создавая предпосылки для высокого благосостояния населения страны.
Сегодня Российская энергетика вступает в пору перемен и от того как пойдет её реформирование и развитие во многом зависит будущее страны. За годы относительной стабилизации наша экономика стала медленно возвращаться к жизни. В настоящее время по производству энергии мы вышли на уровень 1990 и в 2008 году этот уровень впервые будет превзойден. Но этого недостаточно. Сегодня в 20 субъектах федерации из 76-ти ощущается большой дефицит энергии.
Правительством установлено что для преодоления проблем и развития производства ежегодный темп роста потребления (а значит и производства) энергии должен составлять почти 5 % . Таких темпов страна пока не знала.
Рост энергетики потянет за собой развитие многих областей экономики в первую очередь энергомашиностроения и добывающих отраслей. Намечается перераспределение темпов добычи энергоносителей. Спрос на уголь увеличится на 40% а на газ – на 30%. В ближайшие годы в генерации энергии предстоит реализовать примерно 120 инвестиционных проектов вкладывая в это по 20 50 миллиардов рублей в год.
В настоящее время широкое распространение получает одновременная выработка и электрической и тепловой энергии в одной энергетической установке – так называемая когенерация. Она может быть реализована на обычных ТЭЦ на ГТУ на парогазовых или газопаровых установках (ПГУ) в установках с газопоршневыми ДВС (ГПД). При этом ПГУ внедряются на крупных ТЭЦ а ГТУ и ГПД используются на мини-ТЭЦ обеспечивая наилучшие технико-экономические показатели этих установок.
В теплоэнергетике да и в других отраслях промышленности находят широкое применение различного типа компрессоров вентиляторы и насосы как вспомогательное и даже как основное оборудование.
С начала XX века центробежные компрессорные машины постепенно вытесняют поршневые из тех областей где требуется сжимать большое количество воздуха или газа до сравнительно не высокого давления.
Центробежные компрессорные машины предназначены для сжатия и перемещения газов и паров. Принцип их действия в более общей форме заключается в преобразовании механической энергии приводного двигателя в энергию сжимаемого газа.
В настоящее время центробежные компрессорные машины широко применяются во многих отраслях народного хозяйства: в черной и цветной металлургии химической нефтяной и угольной промышленности при дальнем газоснабжении производства кислорода и т.п.
Центробежные компрессорные машины выпускают для производительностей от 50 до 10000 м3мин и давлений обычно до 10 ата (при сжатии воздуха с начальным давлением 1 ата).
В последнее время вследствие роста производительности агрегатов начинают применяться центробежные компрессоры и для более высоких давлений – до 20-30 ата.
Центробежные компрессорные машины классифицируют следующими образом:
Машины с отношением давления 11 называются вентиляторами; при сжатии атмосферного воздуха максимальное повышение давления около 1000 мм.вод.ст.;
Машины с отношением давления >11 не имеющие устройств для охлаждения газов в процессе сжатия называются нагнетателями;
Машины снабженные специальными устройствами для охлаждения газов называются компрессорами
Описание конструктивных особенностей компрессора назначение и особенности отдельных деталей и узлов
Центробежные компрессорные машины работают на действии центробежных сил.
Газ из расположенной вблизи от оси вращения камеры всасывания засасывается в рабочее колесо попадает в его межлопаточные каналы и центробежными силами проталкивается через эти канала на выход из рабочего колеса. При таком движении на газ действует постоянно увеличивающаяся центробежная сила которая и разгоняет газ.. Из термодинамики потока мы знаем что при разгоне потока давления газа уменьшается. Лопаточные каналы рабочего колеса имеют расширяющуюся форму а это приводит к увеличению давления. Суммарный эффект этих двух влияний приводит к повышению давления так что на выходе из рабочего колеса абсолютная скорость газа становится максимальной а давление его повышается. Далее газ попадает в неподвижный лопаточный диффузор где происходит его торможение при соответствующем увеличением давления. Затем поток в обратном направляющем аппарате проходит по межлопаточным каналам с увеличивающимся сечением и попадает на следующую ступень.
При этом ширина каналов уменьшается по конструктивным ограничениям но одновременно увеличивается поперечное сечение канала. После сжатия в предыдущей ступени газ направляется в камеру всасывания следующей ступени компрессора. На последней ступени сразу за лопаточным диффузором устанавливается спиральная камера (сборная улитка) откуда газ подаётся в конечный охладитель и далее – потребителю.
Вал компрессора сплошной цельный покоится на 2-х подшипниках качения (из них правый – опорно-упорный). Установленный на валу масляной насос через сверления в валу подает масло в подшипники устанавливаемые на мощных фундаментных опорах. На другом конце вала установлена шестерня которая соединяется с шестерней приводного редуктора. Для уменьшения утечек между валом и литым разъемным корпусом устроены лабиринтные уплотнения.
Основными узлами центробежного компрессора являются: рабочее колесо диффузор нагнетательная камера всасывающая камера и обратный направляющий аппарат.
В рабочем колесе механическая энергия преобразуется в энергию давления и кинетическую энергию. При прохождении газа через рабочее колесо кинетическая энергия сжимаемой среды возрастает. Лопатки рабочего колеса осуществляют силовое воздействие на обтекающий их поток газа. Существует три формы лопаток: лопатки загнутые назад с углом входа 290º лопатки с радиальным выходом (2=90º) лопатки загнутые вперед (2>90º).
Применяются два типа диффузоров: лопаточный и безлопаточный
В диффузорах происходит снижение скорости и превращение с возможно меньшими потерями скоростной энергии в энергию давления.
Безлопаточные диффузоры наиболее простые. Они образуются двумя параллельными стенками. Они имеют большие радиальные размеры и меньший К.П.Д. чем диффузоры со специальными лопатками. Эти лопатки сокращают путь движения газа и уменьшают радиальные размеры диффузора. Скорость в безлопаточном диффузоре падает сравнительно медленно обратно пропорционально диаметру. В лопаточном диффузоре за счет искусственного увеличения угла по сравнению с его начальным значение скорость падает значительно интенсивнее.
Обратный направляющий аппарат.
В многоступенчатых машинах для перевода из диффузора предшествующей ступени в рабочее колесо последующей ступени применяю обратный направляющий аппарат. Лопатки аппарата принимают поток газа выходящий из диффузора безударно и подводят его равномерно по окружности обеспечивая радиальный вход газа на лопатки следующего рабочего колеса.
Сочетание рабочего колеса диффузора и обратного направляющего аппарата составляет ступень центробежной многоступенчатой компрессорной машины.
Нагнетательная камера
Нагнетательная камера часто выполняется в виде улитки является элементом концевой ступени; выводящей газ за пределы проточной части машины. Например в компрессоре концевая ступень может выдавать газ в охлаждающее устройство.
Улитка собирает газ поступающий равномерно вдоль выходной окружности диффузора и направляет его или в теплообменник или к потребителю.
Форму спирали принимают близкой к естественной линии тока при движении газа в свободно от лопаток пространстве. Спиральная камера заканчивается обычным диффузором переходящим в нагнетательный патрубок машины.
Всасывающая камера.
В редких случаях сжимаемый газ подводится к машине из окружающей среды. В большинстве случаев воздух предварительно проходит через воздушный фильтр затем по трубопроводу подводится к всасывающему патрубку машины и через всасывающую камеру к первому рабочему колесу.
Назначение всасывающей камеры состоит в том что бы обеспечить равномерный подвод воздуха или газа к первому рабочему колесу с возможно меньшими потерями давления и без закручивания потока.
Термодинамический и газодинамический расчет компрессора.
1.Термодинамический и газодинамический расчет рабочего колеса.
1.1Определение числа ступеней
По формуле из [1] число ступеней Z равно:
Где - степень повышения давления в компрессоре
=0.95 – коэффициент учитывающий потери давления из-за утечек и внутреннего трения
- степень повышения давления в одной ступени. Обычно это значение лежит в пределах от 1.4 до 2.2 [2]. Принимаем =1.5 и учитывая что рассчитываем число ступеней:
Округляем до целого числа получаем Z=4
1.2Определение основных размеров рабочего колеса
Находим внешний диаметр рабочего колеса по формуле D2 :
Где: U2=190 мс – окружная скорость
n=3000обмин – число оборотов
D2=60*1903.1416*3000=1.21м
Из [1] известно что D1D2=0.5-0.6. Принимаем D1=0.52D2 и
1.3Определение площади сечения входного и выходного каналов
Для начала определим шаг td1 по внутреннему диаметру:
Принимаем толщину лопатки =001м и находим длину входного сечения l1
Из [1] известно что b1 соотносится с D1 так: b1 D1=
5-01. Принимаем b1=006*D1 и получаем что ширина проходного сечения равна:
b1=0.06*0.629=0.038 м
И наконец определим площадь сечения входного канала по внутреннему диаметру:
Аналогично и по внешнему диаметру:
Поскольку b1 D1=001-002 рассчитываем b2=0012*D2
b2=0.012*1.21=0.015 м
1.4Определение параметров воздуха
Сначала найдем параметры на входе в рабочее колесо
Найдем окружную скорость U1
U1=D1n60=3.1416*0.629*300060=98.8 мс
Скорость воздуха на входе в рабочее колесо найдем по формуле:
Принимаем углы для относительных скоростей 1=25º и 2=61º (обычно 1=20-40º2=60-65º) и находим абсолютную скорость C1
Находим проекцию C1 на U:
Проводим аналогичные расчеты для определения параметров на выходе с рабочего колеса:
Найдем плотность воздуха:
1.5Определение мощности на привод
Для начало находим теоретическую работу на привод ступени при адиабатном сжатии:
Теоретическую мощность на привод компрессора найдем по формуле:
Подставляя ранее найденные значения получаем:
Определим теоретическую удельную работу на привод компрессора при политропном сжатии с показателем политропы n=1.38
Для сравнения рассчитаем теоретическую работу на привод при политропном сжатии
Теперь определим действительную мощность на привод
Где λ=λ0*λдр*λt*λут=099*097*088*094=0885 [2]
Мощность электрического двигателя берется с коэффициентом запаса.
Найдем это значение следующим образом:
2. Термодинамический и газодинамический расчет лопаточного диффузора.
2.1Определение основных размеров рабочего колеса
Найдем внутренний диаметр D3 и внешний диаметр D4 диффузора.
Из [1] мы знаем что
где D2- внешний диаметр рабочего колеса.
D4=1.45*1.21=1.755 м
2.2Определение параметров воздуха в диффузоре
В дальнейших расчетах нам понадобится некоторые параметры воздуха которые мы сейчас и определим:
Найдем давление на выходе из первой ступени и на выходе из рабочего колеса [1]:
сp- теплоемкость воздуха (сp =1001)
С1 и С2- абсолютные скорости в рабочем колесе.
U2 и U1- окружные скорости на выходе и входе в рабочее колесо
C2u и C1u- проекции абсолютных скоростей на окружные скорости.
n- показатель политропы сжатия (n=1.38)
Определим температуру воздуха на выходе из рабочего колеса и на выходе из лопаточного диффузора из формулы:
Из этой формулы следует:
По этой же формуле определим T3:
Определим плотность воздуха по формуле:
Найдем плотность при T2=306.85 К и P2=0.1055 МПа:
ρ=01055*106287*30685=1198
при T3=328.27 К и P3=0.133 МПа:
ρ=0133*106287*32827=1412
2.3Определение площади сечения входного и выходного каналов
Сначала найдем длину l3 и l4 для этого определим шаг:
где: – число лопаток диффузора (обычно 20-28)
По полученным значениям определяем длину:
где : - толщина лопатки (0.01 м)
Из формулы выразим h [3]. Получим
Подставляя ранее полученные данные получаем:
F3=0.18*0.0177=0.0032 м2
Чтобы найти площадь F4 надо сначала найти и скорость C4. Найдем эту скорость из соотношения [4]:
C4=0.4*C2=0.4*183.85=73.54 мс
В итоге по полученным ранее значениям находим площадь:
F4=0.241*0.028=0.0068 м2
Описание промежуточного охладителя и особенности его работы
Во результате работы первых двух ступеней компрессора воздух нагревается до определенного значения. Промежуточное охлаждение воздуха в холодильнике дает существенный выигрыш в работе.
Промежуточный теплообменник состоит из следующих основных элементов:
Распределительная камера. В камере происходит распределение охлаждающей жидкости по каналам теплообменника.
Греющая камера. Здесь происходить непосредственный теплообмен между водой и воздухом.
Нагретый газ из второй ступени компрессора поступает через систему трубопроводов в межтрубное пространство охладителя. По трубам теплообменника протекает вода. В греющей камере происходит теплообмен. Пройдя через весь теплообменник воздух охлаждается до прежней температуры. Так как температура воздуха при неизменном давлении уменьшилась соответственно уменьшился и его удельный объем. Затем охлажденный воздух поступает в третью и четвертую ступени компрессора а далее к потребителю. В следствии охлаждения воздуха в холодильнике общий процесс сжатия приближается к изотермному сжатию что дает дополнительную экономию в работе.
Расчет на прочность деталей компрессора.
1.Расчет на прочность вала компрессора.
Расчет любого сечения вала на прочность заключается в определении напряжений возникающих от совместного действия изгибающего и крутящего моментов.
Для начало определим диаметр вала. Сделаем это взяв соотношение рабочего колеса и вала по прототипу.
dв=Dрк4.93=1.2104.93=0.245 м
Определим крутящий момент по формуле:
Mкр=9.55*Nвыхn=9.55*147.18*1033000=46852.3 нм
Затем для расчета напряжения необходимо будет значение момента сопротивления вала которое можно определить следующим образом:
W=d332=3.1416*24.5332=1408.7 см3
Теперь рассчитаем напряжение:
max= Mкр2W=46852.32*1408.7=16.6 нсм2
Величину напряжения для углеродистой стали можно допускать около 4000 нсм2 .
2.Расчет на прочность от действия центробежных сил.
Рассчитаем напряжение от центробежных сил в сечение у основания рабочей части лопатки.
Напряжение от центробежных сил цс в корневом сечении лопатки постоянного профиля определяется по уравнению:
где Сл – центробежная сила лопатки постоянного профиля F0 – сечение рабочей части лопатки у ее основания.
Найдем неизвестные величины. Центробежная сила лопатки постоянного профиля Сл определяется из следующего соотношения:
где ρ – плотность материала лопатки rcp – средний радиус рабочего колеса l – длина рабочей лопатки.
Из справочных данных плотность материала лопатки примем ρ=000785 кгсм3.
Объединив две предыдущие формулы получаем:
Подставим полученные значения в формулу и найдем значение напряжения рабочей лопатки от центробежных сил цс:
цс=36*000785*45975*19000=246856 нм2
=(0.605+0.3145)2=0.45975 м
На компрессорах напряжения в рабочих лопатках от действия центробежных сил допускают в промежутке до 8000 нсм2. Напряжение рабочей лопатки первой ступени от центробежных сил цс входит в этот промежуток. Это означает что лопатки имеют достаточный запас прочности и не выйдут из строя от действия центробежных сил при работе.
Расчет характерных точек цикла компрессора
Рассчитаем характерные точки цикла для нашего компрессора.
x – отношение давлений в каждой ступени.
Рассчитаем в нашей установки температуры на входе и выходе из каждой ступени.
Так как используется один промежуточный охладитель после второй ступени который охлаждает воздух до начальной температуры то можно записать: t1= t5
Рассчитаем температуру по формуле:
Отсюда следует: t1= t5=29315 К
t2= t3= t6= t7=32827 К
Объем найдем из формулы:
Где m- масса газа (в нашем случае воздуха)
Q-объемная производительность по всасыванию газа.
ρ - плотность газа (воздуха).
По T-S диаграмме для воздуха определим значения энтальпии:
Завершая данный курсовой проект хотелось бы отметить что выше рассчитанные параметры центробежного компрессора являются лишь основными базовыми параметрами. Мы не учли множественные расчеты на прочность различных деталей и узлов пренебрегли утечками воздуха рассчитывали только первую ступень компрессора. Все это мы не делали так как данный курсовой проект эскизный и всевозможные не рассмотренные расчеты в нем производить не нужно.
Главной моей задачей явилось изучение устройства и принципа действия основного и вспомогательного энергетического оборудования знакомство с основными входными и выходными параметрами влиянием изменения входных параметров на экономичность и надежность работы всей компрессорной машины.
Я обратил внимание на вопросы устройства и принципа действия центробежных компрессорных машин а также на основных методиках выполнении термодинамических и газодинамических расчётов циклов и рабочих процессов которые позволили мне определить основные размеры и параметры данной компрессорной машины. Ведь именно знание теоретических основ проектирования и умение рассчитывать специальное оборудование отличает современного инженера от других технических специалистов. Также мной были освоены методики прочностных расчётов основных деталей и узлов.
Также мною были рассмотрены некоторые узлы и агрегаты компрессорной машины которые позволяли увеличить КПД экономичность и надежность работы установки.
Индикаторная диаграмма многоступенчатого компрессора показала что благодаря промежуточному охлаждению температура в точках начала процессов сжатия в каждой ступени одинакова что немного упростило расчеты.
Список используемой литературы.
Черкасский В.М. и др.«насосы вентиляторы компрессоры» . М1984.
К.И. Страхович М.И. Френкель И.К. Кондряков В.Ф.Рис. «Компрессорные машины» М1961
Ляшков В.И. «Теоретические основы теплотехники» М.:2005
Селезнев К.П. Подобуев Ю.С. Анисимов С.А. «Теория и расчет турбокомпрессоров». Л.1968.

цент комп.dwg

(Verwendungsbereich)
(Modell- oder Gesenk-Nr)
Продольный разрез центробежного компрессора
Лабиринтное уплотнение