Расчет центробежного компрессора для сжатия смеси газов хлора и азота

ЦК 14.234.113.02.01.00 СБ - Колесо первой ступени.cdw

ЦК 14.234.113.02.01.00 СБ
Техническая характеристика
Рабочая частота вращения 162
Технические требования
* - Размер для справок
Общие допуски по ГОСТ 30839.2 - mK
Разность по шагу лопаток на наружном диаметре не более 1 мм
Сварочные швы зачистить
обеспечив плавный переход к
трещены и неправары в местах сварки при
визуальном контроле не допускаются
Контроль сварочных швов ультразвуковым методом
Допускаемыйт зазор между основным диском и торцами лопаток
при наложении до пайки не более 0
Припой ПЖК-1000 ТУ 48-1-408-83. Палладия 15%
Трещины и непропой при визуальном контроле недопускаются
Допускаемое коробление поверхностей полотен дисков в
межлопаточном канале не более
Колесо балансировать статически. Допускаемый дисбаланс не
более 14 г.cм. При балансировке металл снимать с поверхностей
основного и покрывного дисков
не превышая размеров
на чертеже. Местные прижоги не допускаются
Колеса подвергнуть магнитопорошковой дефектоскопии
условный уровень чувствительности - 6
в случае структурной
магнитной неоднородности - цветной дефектоскопии по ГОСТ
класс чувствительности II. Трещины и прочие
повехностные дефекты не допускаются
Отбалансированное колесо разогнать до частоты вращения в
пределах 157-165 обс. Выдержать при установившейся частоте
После разгона колеса наружные поверхности дисков
подвергнуть магнитопорошковой дефектоскопии по ГОСТ 21105-87
Основной и покрывной диски маркировать электрографическим
способом:номер чертежа

ЦК 14.234.113.02.01.00 СБ - Колесо первой ступени спецификация.cdw

ЦК 14.234.113.02.01.00
ЦК 14.234.113.02.01.00 СБ
ЦК 14.234.113.02.01.01
ЦК 14.234.113.02.01.02
ЦК 14.234.113.02.01.03
ТУ 48-1-408-83 Палладия 15%

ЦК 14.234.113.02.00.00 СБ - Ротор спецификация(2 лист).cdw

ЦК 14.234.113.02.00.00 - Отчет.docx

Расчет критических частот ротора
Расчет выполняется с помощью ЭВМ. Исходная геометрия и фиксации опор скольжения представлены на рисунках 12.
Рис. 1. Геометрия ротора
Рис. 2. Фиксации опор скольжения
В ходе расчета я получил значения критических частот представленные в таблице 1 и отображение деформаций ротора представленные на рисунках 34.
Рис. 3. Деформация ротора при первой критической частоте.
Рис. 4. Деформация ротора при второй критической частоте.
По результатам расчета можно сделать следующие выводы:
Ротор является жестким так как работает перед первой критической частотой т.е. . Рабочая частота равна:
Запас по соседним критическим частотам:
Запас по критическим частотам достаточный так как выполняется условие: .
Амплитудно-частотная характеристика ротора представлена на рисунке 5.
Рис. 5. Амплитудно-частотная характеристика ротора

ЦК 14.234.113.02.00.00 СБ - Ротор.cdw

Место выборки металла при балансировке
ЦК 14.234.113.02.00.00
Техническая характеристика
Рабочая частота вращения
Первая критическая частота
Вторая критическая частота
Технические требования
*Размеры для справок
Общие допуски по ГОСТ 30839.2-mK
Тепловые зазоры между деталями на роторе 0
Монтажную толщину полуколец поз.16 определить в процессе
сборки ротора и довести совместным шлифованием их до размера L
с предельным отклонением по h11.
Ротор балансировать динамически. Величина остаточного
дисбаланса не более 10 г
см. Дисбаланс снимать с обоих дисков.
Маркировать обозначение чертежа
порядковый номер ротора

ЦК 14.234.113.00.00.00 СБ - Компрессор центробежный спецификация.spw

ЦК 14.234.113.00.00.00
ЦК 14.234.113.00.00.00 ПЗ
Пояснительная записка
ЦК 14.234.113.01.00.00
ЦК 14.234.113.02.00.00
ЦК 14.234.113.03.00.00
Диафрагма промежуточная
ЦК 14.234.113.04.00.00
ЦК 14.234.113.05.00.00
Диафрагма всасывающая
ЦК 14.234.113.06.00.00
ЦК 14.234.113.07.00.00
ЦК 14.234.113.08.00.00
ЦК 14.234.113.09.00.00
ЦК 14.234.113.10.00.00
ЦК 14.234.113.11.00.00
ЦК 14.234.113.12.00.00
ЦК 14.234.113.13.00.00
Обратно направляющий аппарат
ЦК 14.234.113.14.00.00
ЦК 14.234.113.00.00.15
Шилька М12-6gx110.58
Шилька М12-6gx160.58

ЦК 14.234.113.00.00.00 СБ - Компрессор центробежный.cdw

ЦК 14.234.113.00.00.00 СБ
Техническая характеристика
Сжимаемый газ - смесь газов:
Температура начальная
Температура конечная
Частота вращения ротора
Потребляемая мощность
Технические требования
* Размеры для справок
Смещение осей каналов колес относительно осей каналов
диффузоров не более
Неуказанные осевые зазоры между деталями ротора и
закладочными деталями корпуса не менее 3 мм
Зазоры в лабиринтных уплотнениях и ловушках проверить при
Проверить герметичность разъема корпуса пневматическим

ЦК 14.234.113.02.00.00 СБ - Ротор спецификация(1 лист).cdw

ЦК 14.234.113.02.00.00
ЦК 14.234.113.02.00.00 СБ
ЦК 14.234.113.02.01.00
ЦК 14.234.113.02.02.00
Рабочее колесо 1-й ступени
Рабочее колесо 2-й ступени
ЦК 14.234.113.02.03.00
ЦК 14.234.113.02.04.00
ЦК 14.234.113.02.00.01
ЦК 14.234.113.02.00.02
ЦК 14.234.113.02.00.03
ЦК 14.234.113.02.00.10
ЦК 14.234.113.02.00.04
ЦК 14.234.113.02.00.05
ЦК 14.234.113.02.00.06
ЦК 14.234.113.02.00.07
ЦК 14.234.113.02.00.08
ЦК 14.234.113.02.00.09
Диск вспомагательный
ЦК 14.234.113.02.00.11
ЦК 14.234.113.02.00.12

ЦК 14.234.113.02.01.00 - Расчет на прочность.docx

Расчет на прочность рабочего колеса
Частота вращения n=168 с-1.
Материал сталь 07X16H6:
-условный предел текучести02=980 МПа
-плотность ρ = 7750кгм3
-коэффициент Пуассона = 03
- модуль Юнга Е=2*105 МПа.
За допустимое значение напряжения [т] принимаем условный предел текучести02 т.к. сталь - материал пластичный:
Допустимый коэффициент запаса прочности [k] выбираем для динамической нагрузки в соответствии с рекомендациями [k] ≥23.
Геометрия рабочего колеса
Рисунок 1 - Геометрия рабочего колеса
Зазоры между рабочим колесом и корпусом
Распределение максимального напряжения по критерию Мизеса
Концентрация максимального напряжения
Рисунок 2 –Распределение напряжения по критерию Мизеса (МПа)
Пренебрегая малым количеством элементов с максимальным напряжением в качестве максимального напряжения принимаем м=8318 МПа т.к. данное напряжение включает область с большим количеством элементов (см.рис 2).
Условие прочности выполняется т.к. м≤ [т] (8318МПа≤980МПа).
Распределение максимального напряжения по критерию Треска
Рисунок 3 –Распределение напряжения по критерию Треска (МПа)
Пренебрегая малым количеством элементов с максимальным напряжением в качестве максимального напряжения принимаем =2*тр=2*4692МПа=9384МПа т.к. данное напряжение включает область с большим количеством элементов (см. рис 3).
Условие прочности выполняется т.к. ≤[т] (9384 МПа≤980МПа).
Исходные данные эквивалентных напряжений
Эквивалентные напряжения рассчитаны по тензору напряжений в цилиндрической системе координат:
Рассмотрены триобластисоответствующие максимальным значениям нормальных составляющих тензора r t z(рис.457).Для каждого из них рассчитаны соответствующие эквивалентные напряжения.
Результирующее эквивалентное напряжение соответствует максимальному значению:
Распределение нормальных напряжений в радиальном направлении
Рисунок 4 - Распределение нормальных напряжений в радиальном направлении
Пренебрегая малым количеством элементов с максимальным напряжением в качестве максимального напряжения принимаем напряжение в элементе №4223 которое составляет r=8183 МПа т.к. данное напряжение включает область с большим количеством элементов (см. рис 4).
Для расчета эквивалентного напряжения оставшиеся компоненты тензора в этом же элементе составили: t=371 МПа z=1385 МПа zr=8831 МПа.
Распределение нормальных напряжений в окружном направлении
Рисунок 5- Распределение нормальных напряжений в окружном направлении
Область максимального напряжения совпадает с рисунком 4.
Распределение нормальных напряжений в осевом направлении
Рисунок 6 –Распределение нормальных напряжений в осевом направлении.
Исходя из рисунка видно что область максимальных напряжений в зоне корней лопаток совпадает с ранее рассмотренными на рисунках 4 и 5. Добавляется дополнительная область напряжений в зоне верхушек лопаток (рис.6). Соответственно расчетные значения указываем для области верхушек лопаток. Пренебрегаем малым количеством элементов с максимальным напряжением поэтому выбираем максимальное напряжения из области имеющей достаточное количество элементов. Принимаем данные напряжения в качестве максимального напряжения в осевом направлении в элементе №4166 составляет z=7056 МПа.
Для расчета эквивалентного напряжения оставшиеся компоненты тензора в этом же элементе r=770 МПа t=5678 МПа zr=3405МПа.
Распределение нормальных напряжений в радиально-осевом направлении
Концентрация максимального напряжения
Рисунок 7 - Распределение нормальных напряжений в радиально-осевом направлении
Деформация в радиальном направлении под действием центробежной
Рисунок 8 - Деформация диска по радиусу
Исходя из рисунка (см.рис. 8) максимальная деформация в радиальном направлении в зоне лабиринтного уплотнения: Δr=0.195 мм.
Деформация в осевом направлении под действием центробежной силы
Рисунок 9 - Деформация диска по оси
Исходя из рисунка (см.рис 8) максимальная деформация по основному диску приводит к уменьшению зазора а по покрывному диску к увеличению. Следовательно деформация в осевом направлении что приводит к уменьшению зазора составляет: Δz=0.3022мм.
Сравним найденные значения напряжений с допустимыми. В качестве материала выбрана сталь 07X16H6. За допустимое значение напряжения принимаем условный предел текучести т.к. материал пластичный. Для стали 07X16H6 предел текучести составляет [т]=980МПа. По условию для динамического нагружения выбираем [k] ≥ 23.
Результат по критерию Мизеса
Проверяем условие прочности м[т] :
По критерию Мизеса максимальное напряжение равно м=8318МПа(см. рис.2)
Условие м[т] выполняется т.к. 8318МПа980МПа следовательно рабочее колесо по критерию Мизеса проходит. Следовательно деталь не разрушится.
Проверяем условие надежности k ≥ [k]:
Коэффициент запаса прочности kм= [] м
kм =980*1068318*106=117
Условие надежности не выполняется т.к kм≤23 (117≤23)
Условие надежности не выполнятся следовательно рабочее колесо разрушается при долговременной эксплуатации.
Результат по критерю Треска
По критерию Треска проверяем условие прочностим[т] :
Максимальное напряжение составляет: = 2тр=2*4692МПа=9384МПа (см.рис .3).
Условие м[т] выполняется т.к. 9384МПа>980Мпа следовательно рабочее колесо по критерию Треска проходит. Следовательно деталь не разрушится.
Коэффициент запаса прочности kт= [] м
kт= [](2тр) = 980*1069384*106=104
Условие надежности не выполняется т.к kт ≤23 (104≤ 23) следовательно рабочее колесо не разрушается при долговременной эксплуатации.
Расчет эквивалентных напряжений
Выбираем две области где напряжения предположительно максимальны:
В рисунках 4 и 5 видно что максимальные напряжения в радиальном и окружном направлении находятся в одной области в области корней лопаток имея значения: r=8183 МПа t=371МПа z=1385 МПа zr=8831 МПа.
В рисунке 6 максимальные напряжения в осевом направлении так же находятся в области корней лопаток как и в рисунке 4 и 5. Добавляется дополнительная область область верхушек лопаток имея значения: r=770 МПа z=7056 МПа t=5678 МПа zr=3405 МПа
Расчет эквивалентного напряжения в области нормального максимального напряжения в радиальном и окружном направлении (см.рис.4 и рис.5)
Расчет эквивалентного напряжения в области нормального максимального напряжения в осевом направлении (см.рис.6)
Результат расчета эквивалентных напряжений
Исходя из расчетов эквивалентных напряжений выбираем наибольшее значение т.е. экв3=экв.max.=58227МПа . Сравним его с допускаемым в качестве которого выбрано условный предел текучести [т]=980 МПа (условие прочности) (экв.max≤.[т]) т.е. 58227МПа≤980МПа.
Условие прочности выполняется следовательно по результатам эквивалентных напряжений рабочее колесо не разрушается
Коэффициент запаса прочности составил:
kт= [](тр) = 980*10658227*106 =16
Условие надежности не выполняется т.к kт≤23 (168≤23) следовательно рабочее колесо разрушается при долговременной эксплуатации.
В заданных условиях с учетом только центробежной нагрузки деталь не разрушится т.к. выполняется условие прочности по всем трем выбранным критериям. Деталь пригодна не для длительной работы т.к. не выполняются все условия надежности по всем трем критериям.
Деформация в радиальном направлении в зоне лабиринтного уплотнения составила Δr=0.195 мм (см.рис.7) при допустимом [Δr]=05мм деформация в осевом направлении на покрывном диске Δz=0.3022мм (см.рис.8) допустимое [Δz]=1 мм. Допустимые зазоры больше расчетных более чем в 2 раза рабочее колесо рекомендовано к эксплуатации т.к. выполняются условия надежности по всем трем критериям.
Работу выполнил: Сорокин Д.А.

ЦК 14.234.113.00.00.00 ПЗ.doc

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
«Казанский национальный исследовательский технологический университет»
Кафедра Компрессорные машины и установки
Специальность 150.03.02
Тема курсового проекта Расчет центробежного компрессора для сжатия смеси газов хлора и азота
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ
Пояснительная записка написана на 90 страницах содержит в себе 29 рисунков 24 таблицы.
Компрессор давление осевые силы мощность момент температура скорость ступень напор диффузор рабочее колесо кольцевая камера.
В пояснительной записке также содержатся расчеты: термогазодинамический расчет и уравновешивание осевых сил возникающих в компрессоре подбор осевого подшипника определение критических частот ротора определение мощности компрессора и выбор двигателя. Представлены расчеты на прочность основного и покрывного дисков. Так же включает вопросы по автоматизации и защите; безопасности и охраны труда. В приложении вложены спецификации на сборочные чертежи.
Введение . .. 1.Описание конструкции компрессора
Термогазодинамический расчет компрессора .
1.Подготовка исходных данных ..
2.Расчет вариантов проточной части секции и выбор конструктивной схемы .
3.Расчет рабочих колес .
3.1.Расчет рабочего колеса первой ступени ..
3.2.Расчет рабочего колеса второй ступени ..
4. Расчет безлопаточного диффузора .
4.1 Безлопаточный диффузор постоянной ширины первой ступени ..
4.2 Безлопаточный диффузор постоянной ширины второй ступени ..
5 Расчет поворотного колена и обратно направляющего аппарата
6 Расчет выходных устройств .
7 Расчет диаметров всасывающего и нагнетательного патрубков и параметров газа в конечном сечении
8 Определение внутренней мощности и КПД
9 Параметры газа в характерных сечениях ..
Расчет и уравновешивание осевой силы действующей на ротор
1.Расчет осевых сил действующих на рабочие колеса .. ..
2.Расчет уравновешивающего устройства (думмиса)
Расчет осевого подшипника .
Расчет концевых уплотнений .. ..
Расчет рабочего колеса на прочность
Расчет критических частот ротора .. ..
Определение мощности компрессора и выбор двигателя .. ..
Параметры контроля и защиты компрессора ..
Список литературы ..
Приложения: спецификации на сборочные чертежи
Компрессорными машинами или компрессорами называют машины предназначенные для сжатия и перемещения различных газов. В зависимости от принципа действия их разделяют на две основные группы:
Машины объемного типа в которых давление газа повышается вследствие уменьшения объема рабочего пространства. К этой группе машин относятся поршневые компрессоры с возвратно-поступательным движением поршней мембранные и различные ротационные компрессоры (пластинчатые типа Рутс винтовые водокольцевые и другие).
Машины кинетического сжатия в которых давление газа повышается при непрерывном принудительном движении потока. От лопаток рабочего колеса энергия передается потоку газа. Вследствие этого в рабочем колесе происходит сжатие и повышение кинетической энергии газа; полученная газом в колесе кинетическая энергия преобразуется в давление в неподвижных элементах машины. К этой группе относятся центробежные и осевые компрессорные машины.
Центробежные компрессоры имеют большое значение в развитии ряда ведущих отраслей народного хозяйства: черной металлургии химической газовой нефтяной и нефтехимической промышленности.
Конструкция компрессора зависит не только от производительности величины и степени повышения давления но также от назначения (стационарные общего или специального назначения и т.д.) физико-химических свойств сжимаемого газа величины термодинамических констант газа (R k).
В современном компрессоростроении широко применяется унификация то есть проектирование и производство компрессоров на базе нормализованных узлов и деталей.
Применение в разных компрессорах одинаковых узлов и деталей позволяет повысить серийность единичного и мелкосерийного компрессорного производства.
На этапе проектирования унификация дает возможность использовать:
)отработанные элементы проточной части а также вспомогательные элементы (подшипники уплотнения и др.);
)готовые программы расчета различных элементов на ЭВМ;
)типовые чертежи и технологию.
Благодаря унификации при изготовлении нового компрессора применяются отработанная технология и технологическая оснастка. Унификация существенно снижает трудоемкость и сроки повышает качество проектирования и изготовления центробежных компрессоров.
Центробежные компрессоры так же как и осевые имеют следующие существенные преимущества перед другими компрессорами:
Компактность и меньшую массу машин что обусловлено непрерывностью потока газа и большой скоростью при течении его через машину.
Надежность в работе и долговечность вследствие почти полного отсутствия износа (при работе на чистых газах) так как единственными трущимися узлами являются подшипники.
Хорошая уравновешенность отсутствие инерционных сил при работе легкость фундаментов.
Равномерность подачи газа и отсутствие в нем смазочного масла.
Возможность непосредственного соединения (без промежуточной передачи) с высокооборотным двигателем – турбиной при большой производительности с электродвигателем обычного типа а при малой – с высокочастотным электродвигателем. Непосредственное соединение позволяет сделать агрегат компактным и повышает его коэффициент полезного действия. В случае введения повышающей передачи электродвигатель также является высокооборотным и компактным.
К недостаткам центробежных компрессорных машин следует отнести главным образом трудность выполнения машин малых производительностей и высоких степеней повышения давления.
Описание конструкции компрессора.
Для сжатия смеси CH4 C2H6 и C3H8 газов от 029 МПа до 06 МПа мною был выбран центробежный компрессор состоящий из двух ступеней объединенных в одну секцию. Корпус компрессора имеет горизонтальный разъем корпуса удобный для его сборки и монтажа.
Ротор компрессора выполнен жестким так как его рабочая частота находится перед первой критической частотой. Ротор установлен в корпусе компрессора на два радиальных подшипника скольжения и удерживается в осевом направлении думмисом и осевым масляным подшипником. Для определения осевого зазора и вибрации в осевом направлении на корпусе закреплен токовихревой датчик и на валу закреплен диск из ферромагнитного материала. Так же на вал ротора установлены два рабочих колеса и множество втулок.
Рабочие колеса компрессора имеют среднерасходную конструкцию. Лопатки покрывной и основной диск выполнены из стали 07Х16Н6. Лопатки крепятся к основному диску сваркой. Затем поверх лопаток на пайку устанавливается покрывной диск.
Для повышения давления в компрессоре помимо рабочих колес установлены два безлопаточных диффузора позволяющих работать при постоянном режиме. Поворотное колено и обратный направляющий аппарат установленные после рабочего колеса первой ступени выполнены диффузорными. После диффузора второй ступени установлена улитка круглого сечения. Входной и выходные патрубки выполнены конусообразными что также позволяет повысить давление на выходе из компрессора.
Для уменьшения перетечек между ступенями применены лабиринтные уплотнения. Лабиринтные уплотнения крепятся в статорной части компрессора.
Привод компрессора осуществляется от синхронного электродвигателя через одноступенчатый мультипликатор и зубчатые муфты.
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
– скорость звука в сечении
– относительная ширина рабочего колеса;
dвт – диаметр втулки рабочего колеса м;
dв– диаметр вала под рабочим колесом м;
– площадь сечения с номером i м
k=CpCv – показатель изоэнтропы идеального газа;
Kc=C1C0- коэффициент ускорения потока на входе в рабочее колесо;
KF'=C0C6- коэффициент ускорения потока на выходе изобратно направляющего-аппарата без учета загромождения сечения6 лопатками;
– коэффициент геометрической диффузорности;
KD=D1D0– отношение диаметров при входе в рабочее колесо;
L- длина лопатки рабочего колеса или диффузора м;
Ltcp– густота решетки лопаточного аппарата;
Мw1=w1 а1 = – число Маха в сечении 1 по скорости w1 ;
Мc2=c2 а2 – число Маха в сечении 2 по скорости c1 ;
mc– массовый расход газа кгс;
n– частота вращения рабочего колеса вала 1c
nкр1– первая критическая частота ротора 1с
pнрк– начальное и конечное абсолютные давления газа в компрессоре МПа;
ркр– критическое давление газа МПа;
р1 р2 – абсолютные потери давления в газоохладителях МПа;
р1рн1 р2 рн2– относительные потери в газоохладителях ;
R– газовая постоянная Дж(кг·К) ;
Rл – радиус кривизны средней линии лопатки м;
R 0– радиус расположения центра кривизны лопатки м;
Re – число Рейнольдса;
r– радиальная координата м;
rn– объемная доля компонента газа в смеси(n=123 );
S – радиальный зазор в лабиринтном уплотнении м; S
TнТк– начальная и конечная абсолютные температуры газа в компрессоре К;
Ткр– критическая температура газа К;
Тнс– начальная температура газа при входе в секцию после газоохладителя К;
Tw– температура воды поступающей в газоохладитель К;
Δ Tc1 Δ Tc2 Δ Tc3 – повышение температуры газа в секциях компрессора К;
Δ Tk – повышение температуры газа в компрессоре К;
tcp– шаг решетки на среднем радиусе м;
u2– окружная скорость вращения рабочего колеса в сече-нии2 мс;
u2c2u2w1– окружные скорости допустимые по числам Маха мс;
u2пр– окружная скорость u допустимая по прочности рабочего колеса мс;
Vi– объемный расход газа через сечение м
Vн– производительность компрессора по начальным условиям(РнТн) указанная в задании м3с;
Vнр– расчетная производительность компрессора по начальным условиям(РнТн) м3с;
Xk– число ступеней в компрессоре;
Xс1 Xс2 – число ступеней в первой и второй секциях компрессора с промежуточным охлаждением;
z– коэффициент сжимаемости;
zr – число гребней лабиринтного уплотнения;
α4 – угол отставания потока при выходе из диффузора град;
i– угол потока в относительном движении в сечении
тр – коэффициент дискового трения;
пр – коэффициент внутренних протечек;
ку – коэффициент внешних утечек(через концевые уплотнения);
степень сжатия газа в сечении;
пол – политропный коэффициент полезного действия;
э – угол раскрытия эквивалентного конического диффу-зора град;
n– молекулярная масса компонента n ( ) 321 = n ;
вяз – динамический коэффициент вязкости газа Па·с;
к=ркрн – отношение давлений в компрессоре;
Пс1 Пс2– отношения давлений в первой и второй секциях компрессора с промежуточным охлаждением;
ρ– плотность газа в сечении i кгм
ρст – степень реактивности ступени;
Ф0=4Vн( D22U2) – условный коэффициент расхода;
н– начальная влажность газа;
r – коэффициент расхода в сечении2;
u – коэффициент теоретического напора;
– коэффициент напора ступени;
– угловая скорость(частота) вращения радс.
Термогазодинамический расчет
1 Подготовка исходных данных
Состав газа: метан 26% ; этан 64%;
Производительность V= 28
Давление: начальное
Начальная температура
Скорости газа: начальная
1.1. По таблице Б [4] нашел молекулярные массы и показатели изоэнтропы компонентов сжимаемого газа.
Для метана: = 16042 ; = 131
Для этана: = 30068 ; = 12
Для пропана: = 44094 ; = 113
1.2. Газовая постоянная сжимаемого газа.
1.3..Рассчитаем показатель изоэнтропы сжимаемого газа:
1.4. Критическое давление
1.5. Критическая температура
1.6. Параметры в начальном сечении
1.7.Отношение давлений в компрессоре:
1.8.Увеличить производительность компрессора на величину утечек газа через концевые уплотнения:
- коэффициент внешних утечек через концевые лабиринтные уплотнения [1 с.11]
Таблица 1- Исходные данные для расчета компрессора
2. Расчет вариантов проточной части секции и
выбор конструктивной схемы.
Основными параметрами при выборе ступени центробежного компрессора являются:
– угол выхода лопатки рабочего колеса;
– число лопаток рабочего колеса в сечении 2;
– коэффициент расхода в сечении 2;
относительная ширина рабочего колеса.
Эти параметры рабочего колеса вместе с числами Маха определяют экономичность и напорность ступени.
Таблица 2 - Исходные данные для расчета.
2.1. Расчет компрессора при .
2.1.1. Число политропы:
где значение взято из таблицы 1 а значение – из таблицы 2.
2.1.2 Повышение температуры в односекционном компрессоре:
2.1.3. Политропный напор (удельная политропная работа) в односекционном компрессоре:
2.1.4. Коэффициент теоретического напора ступени по формуле А. Стодолы:
2.1.5. Коэффициент напора ступени:
2.1.6. Принимаю предварительно: 1л = 30º.
2.1.7. Предварительное значение отношения диаметров:
величина 2л записана в градусах.
2.1.8. Выбрать число Маха на входе в рабочее колесо. Mw1=06 08.
2.1.9. Окружная скорость рабочего колеса u2 допустимая по числу Маха Мw1:
2.1.10. Окружная скорость рабочего колеса допустимая по прочности :
Для колес закрытого типа изготовленных из стали значение окружной скорости следующие:
для колес клёпаной конструкции -
для колёс паяных или сварно-паяных изготовленных из сталей 07Х16Н6 .
Выбираю рабочее колесо полученное пайкой основного и покрывного дисков. Принимаю
2.1.11. Окружная скорость колеса выбирается как меньшее из двух значений: .
предварительно принимаю мс.
2.1.12. Предварительное значение числа ступеней в односекционном компрессоре
2.1.14. Фактическая окружная скорость рабочего колеса:
2.1.15. Абсолютная скорость на выходе из рабочего колеса первой ступени:
2.1.16. Температура газа на выходе из рабочего колеса первой ступени:
2.1.17. Выбрать число Маха на выходе из рабочего колеса в пределах . Принимаю .
2.1.18. Окружная скорость рабочего колеса допустимая по числу Маха :
2.1.19. Если то расчет продолжается. Если то принимается и расчет повторяется начиная с п.12.
В нашем случае (2514921 3680253) расчет продолжаю.
2.1.20. Фактическое число Маха :
2.1.21. Фактическое число Маха :
2.1.22. Число Маха по окружной скорости (условное число Маха):
2.1.23. Угол выхода потока газа в абсолютном движении из рабочего колеса:
2.1.24. Степень сжатия газа в сечении 2:
2.1.25. Коэффициент загромождения лопатками сечения 2. Выбирают в пределах .
Принимаю предварительно .
2.1.26. Частота вращения:
2.1.28. Условный коэффициент расхода:
2.2. Расчет компрессора при.
2.2.1. Число политропы:
2.2.2. Повышение температуры в односекционном компрессоре:
2.2.3. Политропный напор (удельная политропная работа) в односекционном компрессоре:
2.2.4. Коэффициент теоретического напора ступени по формуле А. Стодолы:
2.2.5. Коэффициент напора ступени:
2.2.6. Принимаю предварительно 1л = 30º.
2.2.7. Предварительное значение отношения диаметров:
где величина 2л записана в градусах.
2.2.8. Выбрать число Маха на входе в рабочее колесо. Mw1=06 08. Принимаю Mw1=075
2.2.9. Окружная скорость рабочего колеса u2 допустимая по числу Маха Мw1:
2.2.10. Окружная скорость рабочего колеса допустимая по прочности .
2.2.11. Окружная скорость колеса выбирается как меньшее из двух значений: .
2.2.12. Предварительное значение числа ступеней в односекционном компрессоре:
2.2.14. Фактическая окружная скорость рабочего колеса:
2.2.15. Абсолютная скорость на выходе из рабочего колеса первой ступени:
2.2.16. Температура газа на выходе из рабочего колеса первой ступени:
2.2.17. Выбрать число Маха на выходе из рабочего колеса в пределах . Принимаю .
2.2.18. Окружная скорость рабочего колеса допустимая по числу Маха :
2.2.19. Если то расчет продолжается. Если то принимается и расчет повторяется начиная с п.12.
В моем случае (17147645 32964413) расчет продолжаю.
2.2.20. Фактическое число Маха :
2.2.21. Фактическое число Маха :
2.2.22. Число Маха по окружной скорости (условное число Маха):
2.2.23. Угол выхода потока газа в абсолютном движении из рабочего колеса:
2.2.24. Степень сжатия газа в сечении 2:
2.2.25. Коэффициент загромождения лопатками сечения 2. Выбирают в пределах .
2.2.26. Частота вращения.
2.2.27. Наружный диаметр рабочего колеса
2.2.28. Условный коэффициент расхода:
2.3. Расчета компрессора при.
2.3.1. Число политропы:
2.3.2 Повышение температуры в односекционном компрессоре:
2.3.3. Политропный напор (удельная политропная работа) в односекционном компрессоре:
2.3.4. Коэффициент теоретического напора ступени по формуле А. Стодолы:
2.3.5. Коэффициент напора ступени:
2.3.6. Принимаю предварительно 1л = 30º.
2.3.7. Предварительное значение отношения диаметров:
2.3.8. Выбрать число Маха на входе в рабочее колесо. Mw1=06 08. Принимаю Mw1=075
2.3.9. Окружная скорость рабочего колеса u2 допустимая по числу Маха Мw1:
2.3.10. Окружная скорость рабочего колеса допустимая по прочности :
2.3.11. Окружная скорость колеса выбирается как меньшее из двух значений: .
2.3.12. Предварительное значение числа ступеней в односекционном компрессоре:
2.3.13. Принимаем =2:
2.3.14. Фактическая окружная скорость рабочего колеса:
2.3.15. Абсолютная скорость на выходе из рабочего колеса первой ступени:
2.3.16. Температура газа на выходе из рабочего колеса первой ступени:
2.3.17. Выбрать число Маха на выходе из рабочего колеса в пределах . Принимаю .
2.3.18. Окружная скорость рабочего колеса допустимая по числу Маха :
2.3.19. Если то расчет продолжается. Если то принимается и расчет повторяется начиная с п.12.
В моем случае (23435426 29540819) расчет продолжаю.
2.3.20. Фактическое число Маха :
2.3.21. Фактическое число Маха :
2.3.22. Число Маха по окружной скорости (условное число Маха):
2.3.23. Угол выхода потока газа в абсолютном движении из рабочего колеса:
2.3.24. Степень сжатия газа в сечении 2:
2.3.25. Коэффициент загромождения лопатками сечения 2. Выбирают в пределах .
2.3.26. Частота вращения:
2.3.27. Наружный диаметр рабочего колеса
2.3.28. Условный коэффициент расхода:
2.4. Расчета компрессора при.
2.4.1. Число политропы:
2.4.2 Повышение температуры в односекционном компрессоре:
2.4.3. Политропный напор (удельная политропная работа) в односекционном компрессоре:
2.4.4. Коэффициент теоретического напора ступени по формуле А. Стодолы:
2.4.5. Коэффициент напора ступени:
2.4.6. Принимаю предварительно 1л = 30º.
2.4.7. Предварительное значение отношения диаметров:
2.4.8. Выбрать число Маха на входе в рабочее колесо. Mw1=06 08. Принимаю Mw1=075
2.4.9. Окружная скорость рабочего колеса u2 допустимая по числу Маха Мw1:
2.4.10. Окружная скорость рабочего колеса допустимая по прочности .
2.4.11. Окружная скорость колеса выбирается как меньшее из двух значений: :
2.4.12. Предварительное значение числа ступеней в односекционном компрессоре:
2.4.13. Принимаем =2
2.4.14. Фактическая окружная скорость рабочего колеса:
2.4.15. Абсолютная скорость на выходе из рабочего колеса первой ступени:
2.4.16. Температура газа на выходе из рабочего колеса первой ступени:
2.4.17. Выбрать число Маха на выходе из рабочего колеса в пределах . Принимаю .
2.4.18. Окружная скорость рабочего колеса допустимая по числу Маха :
2.4.19. Если то расчет продолжается. Если то принимается и расчет повторяется начиная с п.12.
В моем случае (2155094 24694771) расчет продолжаю.
2.4.20. Фактическое число Маха :
2.4.21. Фактическое число Маха :
2.4.22. Число Маха по окружной скорости (условное число Маха):
2.4.23. Угол выхода потока газа в абсолютном движении из рабочего колеса:
2.4.24. Степень сжатия газа в сечении 2:
2.4.25. Коэффициент загромождения лопатками сечения 2. Выбирают в пределах .
2.4.26. Частота вращения:
2.4.27. Наружный диаметр рабочего колеса
2.4.28. Условный коэффициент расхода:
Таблица 3- Результаты расчетов вариантов проточной части секции
Рисунок 1 – Расчет вариантов секции ЦК
Анализ результатов вариантных расчетов.
Cравнение результатов расчетов с расчетом на ЭВМ показало что расчет выполнен верно расхождения отсутствуют. При расчете вариантов проточной части секции компрессора при разных углах числа Маха и окружная скорость не превышают допустимые значения поэтому при выборе стремимся: к более высокому КПД и к наименьшему диаметру рабочего колеса что позволяет получить небольшие размеры и массу компрессора. Для обеспечения надежной и эффективной работы ЦК с оптимальным углом выберем равный .
3 Расчет рабочих колес
Рассчитаем рабочие колеса компрессора исходные данные которого следующие:
Диаметр рабочего колеса м 0459
Число оборотов n обс 162427
Относительная ширина колеса 006
Количество лопаток z1=z226
Окружная скорость рабочего колеса мс234354
Коэффициент теоретического напора ступени 07337
Коэффициент расхода в сечении 2 028
Угол выхода лопатки в сечении 2 рабочего колеса град60
Коэффициента загромождения сечения 2 092
Начальная скорость потока мс20
Конечная скорость потока мс20
Начальная температура К 290
Начальное давление МПа029
Конечное давление МПа06
Газовая постоянная R Дж(кг·К) 2988193
Число политропы 476249
Показатель изоэнтропы к120799
Объёмный расход м3с 2884
Угол потока в абсолютном движении в сечении 2 град2088
Абсолютная скорость на выходе из рабочего колеса мс 184041
3.1 Расчет рабочего колеса первой ступени
3.1.1. – поправочный коэффициент при определении диаметра вала. Для двухступенчатых компрессоров = 11 125 и выбирается в зависимости от диаметра рабочего колеса. При = 03 м = 11 при = 06 м = 125. Для четырехступенчатых компрессоров = 1. В данном примере принимаем = 12.
3.1.2. Диаметр вала под рабочим колесом первой ступени (рисунок 1)
Рисунок 1 - Схема рабочего колеса
3.1.3. Диаметр втулки рабочего колеса принимают на (0010 0120) м больше диаметра вала причем большее значение выбираем при большем диаметре :
3.1.4. Относительный диаметр втулки рабочего колеса не должен превышать величины 035:
3.1.5. Условный коэффициент расхода:
3.1.6. Коэффициент ускорения потока на входе в рабочее колесо выбирают в пределах:
. Принимаем . (2.95)
3.1.7. Отношение диаметров при входе в рабочее колесо выбирают в зависимости от условного коэффициента расхода:
- при Ф0 004 (малорасходные ступени)
- при Ф0 = 004 007 (среднерасходные ступени)
- при Ф0 = 007 010 (высокорасходные ступени)
В соответствии с Ф0 = 007407 принимаем .
3.1.8. Коэффициент расхода при входе в рабочее колесо: (2.96) .
3.1.9. Скорость газа в сечении 0 – 0:
3.1.10. Плотность газа при входе в компрессор:
3.1.11. Постоянная величина:
3.1.12. Температура газа в сечении 0-0:
3.1.13. Степень сжатия газа в сечении 0-0:
3.1.14. Плотность и давление газа в сечении 0-0:
3.1.15. Внутренний диаметр покрывного диска (рис. 3.1):
3.1.16.Диаметр начала лопаток рабочего колеса:
3.1.18. Окружная скорость колеса в сечении 1-1:
3.1.19. Предварительное значение коэффициента загромождения сечения 1-1 лопатками задают в пределах = 08 09. Принимаем = 082.
3.1.20. Абсолютная скорость газа в сечении 1-1:
где = 113 взято из п.6 [1].
3.1.21. Угол входа потока газа в относительном движении на лопатки колеса (сечение 1-1):
3.1.22. Угол входа лопатки в сечении 1-1:
Полученное значение округляют до целого числа. Принимаем .
3.1.23. Густота решетки рабочего колеса:
Оптимальное значение = 25 40.
3.1.24. Относительная скорость газа в сечении 1-1:
3.1.25. Температура газа в сечении 1-1:
3.1.26. Число Маха по относительной скорости в сечении 1-1:
3.1.27. Степень сжатия в сечении 1-1:
3.1.28. Плотность и давление газа в сечении 1-1:
3.1.29. Выбор способа соединения лопаток с дисками рабочих колес (Сварно-паянные рабочие колеса).
Рисунок 2 - Соединение рабочего колеса:
а – колесо клепаной конструкции с цельно-фрезерованными лопатками;
б – колесо паяной конструкции с цельно-фрезерованными лопатками;
в – колесо паяной или сварно-паяной конструкции с лопатками изготавливаемыми отдельно от дисков
Выбираем рабочие колеса сварно-паяной конструкции а толщину лопатки
· 10-3 + 0007 14 · 10-3 + 0007 · 0459 = 00046м. (2.120)
Принимаем = 46 мм = 0005 м.
3.1.30. Действительное значение коэффициента загромождения сечения 1-1 лопатками:
Сравнить полученное значение с предварительным (п.19). Допускается расхождение не более 6%.
3.1.31. Действительное значение коэффициента загромождения сечения 2-2 лопатками:
Сравним полученное значение с предварительным использованным в вариантных расчетах. Расхождение не более 6%.
3.1.32. Ширина рабочего колеса в сечении 1-1:
3.1.33. Ширина рабочего колеса в сечении 2-2:
3.1.35. Относительная скорость на выходе из рабочего колеса при бесконечно большом числе лопаток:
3.1.36. Отношение скоростей (кинематическая диффузорность каналов рабочего колеса):
3.1.37. Угол выхода потока в абсолютном движении и абсолютная скорость получены при вариантных расчетах:
3.1.38. Температура газа на выходе из рабочего колеса:
где = 1 – номер первой ступени в компрессоре.
3.1.39. Степень сжатия газа в сечении 2-2:
3.1.40. Плотность газа в сечении 2-2:
3.1.41. Давление газа в сечении 2-2:
3.1.42. Радиус лопатки рабочего колеса (рисунок 1):
3.1.43. Радиус окружности центров лопаток рабочего колеса:
3.1.44. Коэффициент трения дисков рабочего колеса о газ:
3.1.45. Выбор конструкции и параметров лабиринтного уплотнения между покрывным диском рабочего колеса и корпусом.
Обычно применяют гладкое (рисунок 3 А) или ступенчатое (рисунок 3 Б В) лабиринтные уплотнения. Ступенчатое уплотнение обеспечивает меньший расход газа чем гладкое уплотнение но имеет более сложную конструкцию. Кроме того конструкция ступенчатого уплотнения показанная на рис. 3.3 Б требует чтобы неподвижный элемент статора 3 имел разъем по оси. Гребни лабиринтов 4 могут устанавливать в трапециевидные канавки на покрывном диске 1 рабочего колеса. Гребни лабиринтов 5 изготавливают из одной заготовки с неподвижной втулкой 6 на статоре.
Радиальный зазор и число гребней лабиринтного уплотнения выбирают в следующих пределах = (02 08) · 10-3 м = 4 6.
Для определения величины зазора S используют следующую приближенную формулу S 001D2. Чем больше величина тем большие значения и .
Рисунок 3 - Схемы лабиринтных уплотнений на покрывном диске рабочего колеса:
А – гладкое лабиринтное уплотнение с гребнями на покрывном диске колеса;
Б – ступенчатое лабиринтное уплотнение с гребнями на покрывном диске колеса;
В – ступенчатое лабиринтное уплотнение с гребнями на неподвижной втулке статора
На покрывном диске установим гладкое лабиринтное уплотнение с параметрами
S = 04 · 10-3 м zг = 5 .
3.1.46.Коэффициент протечек газа:
3.1.48. Используя результаты расчета построить планы скоростей газа в сечениях 1-1 и 2-2 рабочего колеса (рис. 3.3 3.4)
Результаты расчетов занести в таблицу 4.
Рисунок 4 - План скоростей в Рисунок 5 - План скоростей в
сечении 1-1 сечении 2-2
3.2 Расчет второго рабочего колеса
Для уменьшения стоимости изготовления целесообразно во втором колесе параметры лопаточной решетки а также диаметр покрывного диска принять такими же как у первого колеса. Это приведет к одинаковым в обоих колесах значениям .
3.2.1. Температура газа на выходе из рабочего колеса:
где = 2 – номер второй ступени.
3.2.2. Степень сжатия газа в сечении 2-2:
3.2.3. Плотность газа в сечении 2-2:
3.2.4. Давление газа в сечении 2-2:
3.2.5. Ширина рабочего колеса в сечении 2-2:
3.2.6. Относительная ширина рабочего колеса:
3.2.7. Предварительно задаем скорость при входе на лопатки второго колеса такую же как в первом колесе (см п.20 подраздела 3.4.1) мс.
3.2.8. Температура газа в сечении 1-1:
Для расчета используем температуру газа в сечении 2-2 первого колеса (п.38 подраздела 2.3.1) ;
3.2.9. Степень сжатия в сечении 1-1:
3.2.10. Плотность и давление газа в сечении 1-1:
3.2.11. Ширина рабочего колеса в сечении 1-1:
3.2.13. Уточненное значение скорости газа в сечении 1-1:
3.2.14. Угол входа потока газа в относительном движении на лопатки колеса в сечении 1-1:
3.2.15. Угол атаки при входе в рабочее колесо:
Угол не превышает допустимого значения ±3º.
3.2.16. Абсолютная скорость газа на входе в колесо:
3.2.17. Температура газа в сечении 0-0:
3.2.18. Степень сжатия газа в сечении 0-0:
3.2.19. Плотность и давление газа в сечении 0-0:
3.2.20. Диаметр втулки рабочего колеса второй ступени:
3.2.21. Коэффициент трения дисков рабочего колеса о газ:
3.2.22. Коэффициент протечек газа:
На покрывном диске второго рабочего колеса тип и размеры лабиринтного уплотнения выбираем такими же как у первого рабочего колеса: = 04 · 10-3 м
= 5 . Значения у второго колеса отличаются от значений первого колеса.
3.2.24. Среднее значение для двух колес:
3.2.25. Среднее значение не должно значительно превышать заданного ранее значения . (2.165)
Таблица 4 - Характеристики рабочих колес.
4 Расчет безлопаточного диффузора
Безлопаточный диффузор (БЛД) применяют при постоянном режиме работы компрессора на расчётной точке своей характеристики и при условии α>20°.
4.1 Безлопаточный диффузор постоянной ширины первой ступени (j=1)
Исходными данными для расчета диффузора являются следующие параметры на выходе из рабочего колеса:
=28 мс Tн = 290 K ρн=3346 кгм к = 120799 =4762 D= 0459 м
b= 0028 м 006 α= 2088° Tн-2= 14118K C=184041 мс φ2u = 07337
Рекомендуемые геометрические соотношения:
5 170 – для промежуточных ступеней
0 190- для концевой ступени
4.1.1. Диаметр ширина диффузора.
4.1.2. Угол входа потока газа в сечении 3:
4.1.3. Скорость газа в сечении 3:
4.1.4. Температура газа в сечении 3:
4.1.5. Степень сжатия газа в сечении 3:
4.1.6. Плотность и давление газа в сечении 3:
4.1.7. Диаметр и ширина диффузора в сечении 4:
4.1.8. Задается коэффициент потерь на трение в диффузоре
Рисунок 7 - Безлопаточный диффузор
4.1.9. Угол выхода потока газа из диффузора (в сечении 4):
4.1.10. Скорость газа в сечении 4:
4.1.11. Температура газа в сечении 4:
4.1.12. Степень сжатия газа в сечении 4:
4.1.13. Плотность и давление газа в сечении 4:
4.1.14. Среднее значение угла на пути движения газа в диффузоре:
4.1.15. Угол раскрытия канала диффузора:
Основные характеристики диффузора занести в таблицу 5.
4.2 Безлопаточный диффузор постоянной ширины второй ступени (j=2).
Основная часть исходных данных совпадает с данными для диффузора первой ступени. Но так как данный диффузор расположен после колеса второй ступени то нужно заменить следующие параметры:.
Из результатов расчета второго колеса принимаем:
Геометрические соотношения целесообразно сохранить такими же как в диффузоре первой ступени. В результате у диффузора второй ступени получается диаметры D3 и D4 такими же как у диффузора первой ступени так как диаметры колес в обеих ступенях одинаковые. Скорости а также углы в обеих ступенях одинаковые. Ширина канала температура плотность и давление в диффузоре второй ступени имеют другие значения чем в диффузоре первой ступени. Расчетные формулы для диффузора второй ступени такие же как и для первой ступени.
4.2.1. Геометрические и кинематические параметры диффузора второй ступени:
4.2.2. Температура газа в сечении 3:
4.2.3. Степень сжатия газа в сечении 3:
4.2.4. Плотность и давление газа в сечении 3:
4.2.5. Повышение температуры газа от начального сечения н до сечения 4 во втором диффузоре (j=2):
4.2.6. Температура газа на выходе из диффузора:
4.2.7. Степень сжатия газа в сечении 4:
4.2.8. Плотность и давление газа в сечении 4:
4.2.9. Среднее значение угла на пути движения газа в диффузоре
4.2.10. Ширина диффузора второй ступени:
4.2.11. Угол раскрытия канала диффузора:
Основные характеристики диффузора занести в таблицу 5
Таблица 5- Характеристики безлопаточных диффузоров.
Продолжение таблицы 5
Вывод: По результатам расчета α получилось >20° исходя из этого выбираем безлопаточные диффузоры для 1 и 2 ступеней результаты расчета занесены в таблицу 5. Из таблицы видно что габариты и соответствующие размеры 1 и 2 диффузора равны. Изменение параметров газа в канале диффузора соответствует нормам.
5. Расчет поворотного колена и обратно направляющего аппарата
Исходными данными для расчета ПК и ОНА являются следующие параметры на выходе из диффузора рассматриваемой ступени:
Номер рассматриваемой ступени номер следующей ступени
Рекомендуемые геометрические соотношения в поворотном колене и обратно-направляющем аппарате;
5.1. Диаметр в сечении 5 (рисунок 8):
5.2. Ширина канала в сечении 5:
5.3. Угол потока на входе в обратно-направляющий аппарат:
5.4. Принимаем угол входа лопатки в обратно-направляющий аппарат:
5.5. Радиус кривизны выпуклой стенки ПК:
5.6. Относительная ширина обратно-направляющего аппарата в сечении:
где - геометрические размеры рабочего колеса следующей ступени.
Рисунок 8 - Обратно-направляющий аппарат и поворотное колено.
5.7. Ширина канала ОНА в сечении 6:
5.8. Радиус поворота стенки ОНА в сечении 6:
5.9. Диаметр ОНА в сечении 6:
5.10. Число лопаток в ОНА:
5.11. Радиус изгиба средней линии каждой лопатки ОНА:
5.12. Радиус окружности центров изгибов лопаток:
5.13. Скорость газа в сечении 5:
5.14. Температура газа в сечении 5:
5.15. Степень сжатия газа в сечении 5:
5.16. Плотность газа в сечении 5:
5.17. Давление газа в сечении 5:
5.18. Отношение скоростей в сечениях 5 и 6:
5.19. Скорость газа в сечении 6:
5.20. Температура газа в сечении 6:
5.21. Степень сжатия газа в сечении 6:
5.22. Плотность и давление газа в сечении 6:
5.23. Для получения высокого КПД необходимо плавное линейное изменение скорости в ОНА от сечения 5 до сечения 6 что обеспечивается профилированием лопаток ОНА. Для профилирования расстояния между сечениями 5 и 6 т.е. разделяется равномерно на 8 участков семью сечениями А-А Б-Б В-В Г-Г Д-Д Е-Е Ж-Ж (рисунок 8) так что текущие радиуса границ участков находятся в диапазоне .Для каждого сечения получаем свое значение .
Результаты расчетов при профилировании заносим в таблицу 8.
5.24. Площадь в сечениях 5 и 6:
5.25. Определение ширины канала на границах участков в сечениях А-А Б-Б В-В Г-Г Д-Д Е-Е Ж-Ж проводим по формуле:
5.26. Определение площадей проходного сечения на границах участков
в сечениях А Б В Г Д Ж:
5.27. Определение угла наклона лопатки в каждом сечении:
5.28. Определение толщины лопаток:
5.29. Толщины лопаток в сечениях ОНА откладываем так как показано на рис. 3. Полученные точки соединяем плавными кривыми. Подбираем радиус начала контура лопатки из условия плавного сопряжения.
5.30. Коэффициент загромождения сечения 6-6 лопатками:
Полученное значение близко к заданному .
Таблица 6 - Результаты расчетов при профилировании ОНА
Вывод: По исходным данным я рассчитал обратно направляющий аппарат и поворотное колено. На выходе получили значения указанные в таблице 6. Из таблицы видно что значения радиуса границ участков R с 5-5 по 6-6 сечения убывает толщина лопаток ОНА сначала возрастает потом убывает а площадь проходного сечения F угол наклона и ширина лопаток канала b возрастают что соответствует требуемым нормам.
6 Расчет выходных устройств
Исходными данными для расчета выходного устройства являются параметры газа и геометрические параметры на выходе из предшествующего диффузора (в сечении 4):
Кольцевая камера прямоугольного сечения.
Расчет кольцевой камеры:
6.1. Геометрические параметры при входе потока в улитку:
Рисунок 9 – Кольцевая камера
6.2. Наружный радиус улитки:
6.5. Приближенное значение
6.6. Радиус внутренней поверхности кольцевой камеры Rвн ограничивается внутренними размерами ротора в расположении кольцевой камеры
6.8. Уточненное значение
По рассчитанным значениям строится поверхность кольцевой камеры.
Вывод: по исходным данным был посчитано выходное устройство.
7 Расчет диаметров всасывающего и нагнетательного патрубков параметров газа в конечном сечении.
7.1. Исходными данными для расчета диаметра всасывающего патрубка в начальном сечении Н-Н являются:
- объёмная производительность компрессора;
- скорость газа взятая из задания на расчет.
7.2. Диаметр всасывающего патрубка равен:
Принимаем фланец ГОСТ 12821-80
7.3. Исходными данными для расчета параметров газа и диаметра нагнетательного патрубка в конечном (выходном) сечении К-К являются:
Параметры при входе в компрессор:
(взять из расчета первого колеса);
Константы сжимаемого газа:
Параметры газа на выходе из предшествующего диффузора:
Температура газа в конечном сечении К-К:
7.5. Степень сжатия газа в конечном сечении:
7.6. Плотность и давление газа в конечном сечении:
Компрессор даёт нужное давление.
7.7. Диаметр нагнетательного патрубка:
Вывод: по исходным данным были посчитаны всасывающие и нагнетательные патрубки и размеры диаметров округлены до стандартных значений по ГОСТ 12821-80.
8. Определение внутренней мощности и КПД компрессора
Исходные данные для расчета:
- объемная производительность компрессора;
- плотность газа на входе в компрессор;
- коэффициент теоретического напора ступени;
- окружная скорость рабочего колеса;
- фактические коэффициенты потерь на трение и протечки в ступени.
8.1. Мощность сжатия газа при политропном процессе в односекционном компрессоре (внутренняя мощность компрессора):
8.2 Мощность сжатия газа при изоэнтропном процессе:
где - отношение давлений в компрессоре.
8.3.Мощность сжатия газа при изотермном процессе:
8.4.Изоэнтропный внутренний коэффициент полезного действия:
8.5.Изотермный внутренний коэффициент полезного действия:
Вывод: по исходным данным была посчитана внутренняя мощность и КПД компрессора.
9. Параметры газа в характерных сечениях
На рис.9.1 показаны характерные сечения в элементах двухступенчатого компрессора.
В результате термогазодинамического расчета получены параметры газа в характерных сечениях: скорость температура давление плотность. Значение этих параметров необходимо собрать в одной таблице. В таблице 8 представлены параметры газа в сечениях односекционного двухступенчатого компрессора. Используя данные таблицы построены графики изменения параметров газа по сечениям (рисунки 11 12 13 14).
Рисунок 10 - Продольное сечение проточной части двухступенчатого компрессора (меридиональная плоскость сечения)
Таблица 8 - Параметры газа в характерных сечениях
Рисунок 11 - Скорость газа в характерных сечениях
Рисунок 12 - Температура газа в характерных сечениях
Рисунок 13 - Плотность газа в характерных сечениях
Рисунок 14 - Давление газа в характерных сечениях
Вывод: по параметрам газа (таблица 8) были построены графики зависимости скорости температуры давления и плотности от характерных сечений. Из графиков видно что температура плотность и давление по проточной части компрессора возрастает. Значения скорости в рабочих колесах возрастает а в диффузорах падает до заданного значения.
Расчет и уравновешивание осевой силы действующей на ротор
1 Расчет осевых сил действующих на РК (рисунки 15 16)
Осевая сила в РК промежуточной ступени:
где давление на входе в РК (сечение 0 – 0) и на выходе из него (сечение 2–2) Па;
плотность газа на выходе из колеса кгм3;
окружная скорость на наружном диаметре колеса мс;
с0 – скорость газа на выходе в колесо ( сечение 0 – 0) мс;
- массовая производительность компрессора кгс.
Осевая сила в РК концевой ступени:
Осевая сила действующая на ротор:
2 Расчет уравновешивающего устройства (думмиса).
Осевая сила действующая на ротор.
Осевая сила которую должен воспринять думмис.
- давление за думмисом которое равно давлению всасывания компрессора так как полость за думмисом соединена с линией всасывания.
Определяем утечки газа GДУМ через зазор лабиринтного уплотнения на думмисе.
Задаем число гребней ЛУ
Принимаю что ЛУ гладкое поэтому коэффициент расхода
Плотность газа перед думмисом рассчитываем по Т2=32777 К за РК концевой ступени.
Эти утечки составляют
от производительности компрессора.
Вывод: по исходным данным была посчитана осевая сила на действующий ротор и исходя из этого определили диаметр думмиса. Так же посчитали утечки газа за думмисное пространство и определили что она соответствует норме.
Расчет осевого подшипника.
Осевой подшипник рассчитывается на ЭВМ. Исходные данные для расчета упорного подшипника приведены на рисунок 17. В таблице 9 приведено конструктивное исполнение подшипника и способ подвода смазки. Подшипник проходит по максимальной температуре и по зазору под опорой качения.
Результаты расчёта осевого подшипника на ЭВМ приведены на рис.15.
Зная несущую способность подшипника определяем по рис. А1 зазор под опорой качание и потом по зазору определяем минимальную толщину смазочного слоя максимальную температуру слоя потери мощности на трение и расход смазки.
Параметры полученные из расчета:
зазор под опорой качания подушек HP=00985 мм
минимальная толщина смазочного слоя H2=006727 мм
максимальная температура слоя Tmax=653929 0С
потери мощности на трение Nтр=200512 кВт
расход смазки Q=00005423 м3с
Таблица 9 - Конструктивное исполнение подшипника и способ подвода смазки
Рисунок 17 - Расчетная схема одностороннего подшипника
Таблица 10 – Исходные данные
Таблица 11 – Исходные данные (Рабочая сторона УП)
Таблица 12 – Исходные данные (Нерабочая сторона УП)
Таблица 13 – Результаты расчёта
Вывод: Полученные из расчета параметры удовлетворяют требованиям: H2>0015 Tmax110 C следовательно подшипник работоспособен.
Расчет концевых уплотнений
Рисунок 20 - Cхема уплотнения
1. Удельное давление на графитовые кольца.
2. Средняя окружная скорость уплотнительных колец.
3. Усилие поджатия уплотнительных колец.
4. Коэффициент трения пары графитовых колец.
7. Количество масла необходимое для отвода тепла трения при подогреве на
8. Механические потери в уплотнении.
9. Суммарный расход масла.
Вывод: по исходным данным были рассчитаны концевые торцевые уплотнения. Полученные : расход масла в уплотнение потери мощности на трении.
Результаты расчетов удовлетворяют требованиям технологического регламента.
Расчет критических частот ротора
Расчет выполняется с помощью ЭВМ. Исходная геометрия и фиксации опор скольжения представлены на рисунках 12.
Рис. 1. Геометрия ротора
Рис. 2. Фиксации опор скольжения
В ходе расчета я получил значения критических частот представленные в таблице 1 и отображение деформаций ротора представленные на рисунках 34.
Рис. 3. Деформация ротора при первой критической частоте.
Рис. 4. Деформация ротора при второй критической частоте.
По результатам расчета можно сделать следующие выводы:
Ротор является жестким так как работает перед первой критической частотой т.е. . Рабочая частота равна:
Запас по соседним критическим частотам:
Запас по критическим частотам достаточный так как выполняется условие: .
Амплитудно-частотная характеристика ротора представлена на рисунке 5.
Рис. 5. Амплитудно-частотная характеристика ротора
Определение мощности КМ и выбор двигателя.
кВт – внутренняя мощность компрессора (мощность затраченная на сжатие газа);
кВт – мощность затраченная в осевом (упорном) подшипнике;
кВт – мощность затраченная в одном радиальном (опорном) подшипнике;
кВт – мощность затраченная в одном концевом гидравлическом уплотнении вала (торцевом или уплотнении с плавающими кольцами);
(Гц) – частота вращения вала компрессора;
– КПД мультипликатора (повышающей зубчатой передачи).
=6574 кВт= 2005 кВт = 0849 кВт =162421698 задаем
Мощность на валу компрессора
Мощность компрессорной установки
Мощность электродвигателя
Выбираю электродвигатель:
Серия: 4АЗМ-8006000УХЛ4
Частота обмин: 3000 (50 обс)
Определяем передаточное отношение мультипликатора
Параметры контроля и защиты.
Таблица 24 – Параметры контроля и защиты.
Номинальное значение
Сигнализация светозвуковая
Аварийное отключение (блокировка)
Виброскорость на корпусе подшипника ммс
В данном компрессоре должны быть установлены устройства регулирования защиты контроля и сигнализации.
В КМ должны контролироваться температуры всасывания и нагнетания после каждой ступени. Также давление газа после каждой ступени и на всасывании.
Контролируется виброскорость в осевом направлении.
Блокировка КМ выполняется в случае:
) давление начальное во входном патрубке КМ ниже или выше установленного давления
) давление конечное в нагнетательном патрубке КМ ниже или выше установленного давления
Автоматическая остановка КМ выполняется в случае:
) отклонение давления газа от допускаемого значения на всасывании и на последней ступени КМ
) уменьшение расхода масла в уплотнении
Компрессорная установка должна оснащаться световой и звуковой сигнализацией.
Выполнив термогазодинамический расчет были определены геометрические размеры рабочих колес ОНА ПК диффузоров выходного устройства всасывающего и нагнетательного патрубков. А так же были определенны внутренняя мощность КПД компрессора и параметры газа в различных сечениях.
Выполнив расчет осевой силы действующей на ротор я определил значения действующих осевых сил и выполнил расчет думмиса.
Рассчитав концевые уплотнения я получил значения расхода сжимаемого газа после чего определил что утечки находятся в допустимых пределах.
Проведя расчет критических частот ротора был получен мой запас по критическим частотам равный 26% что недостаточно для нормального функционирования ротора.
После определения мощности мною был выбран электродвигатель серии 4АЗМ-8006000УХЛ4 имеющий частоту вращения 50 с-1 и мощность 800 кВт.
Выполнив данный курсовой проект я подробно изучил конструкции центробежных компрессоров узнал особенности отдельных его узлов ознакомился с различными методиками расчета его рабочих параметров.
Список используемой литературы.
Биргер И.А. и др. Расчет на прочность деталей машин: Справочник И. А. Биргер Б.Ф. Шорр Г. Б. Иоселевич – М.: Машиностроение 1993 – 640 с.
Расчет осевых и критических частот ротора центробежного компрессора: Метод. указания Казан. гос. технол. Ун-т; Сост.: А. В. Палладий. Казань 1999. 24 с.
Термогазодинамический расчет центробежных компрессоров: Учеб. Пособие А.В. Палладий С.Л. Фосс: Казан. гос. технол. ун-т. Казань 2007. - .с.
Шнепп В.Б. Конструкция расчет центробежных компрессорных машин. – М.: Машиностроение. 1995. – 240 с.
Селезнев К.П. Галеркин Ю.Б. Центробежные компрессоры. – Л.: Машиностроение. Ленингр. отделение. 1982. – 272 с.
Расчет осевых сил и критических частот центробежного компрессора: Метод. Указания Казан. гос. технол. ун-т: Сост.:А. В. Палладии. Казань1999. 24 с.
Практические занятия по основам САПР: Метод. указанияКазан. Хим.-технол.ин-т: Сост.: В. В. Крамин Е. А. Чекмарев О. В. Панченко. Казань1990. 40 с.

ЦК 14.234.113.02.00.00 СБ - Ротор разрез.cdw