Шестеренчатый компрессор

ПЗ.docx

Техническое задание .5
Список основных условных обозначений 6
Описание компрессорной установки .11
1. Описание конструкции 11
2. Принцип действия 12
Расчёт рабочего процесса 13
1. Предварительный термодинамический расчёт ..13
1.1. Профилирование рабочего органа 13
1.2. Определение зависимости объёма рабочей камеры от взаимного расположения роторов ..18
1.3. Термодинамический расчёт ..23
1.4. Предварительный подбор электродвигателя ..31
2. Расчёт органов газораспределения .32
2.1. Опрелеление углов открытия и закрытия окон газораспределения 32
2.2. Описание рабочего процесса 36
3. Расчёт массообмена ..39
3.1. Определение рабочих зазоров ..39
3.2. Определение геометрических параметров щелей ..40
3.3. Расчёт притечек газа .44
3.4. Расчёт уплотнений 50
4. Уточнённый термодинамический расчёт 53
4.1. Термодинамический расчёт ..53
4.2. Окончательный подбор электродвигателя ..55
5. Анализ вариантов расчёта компрессора 56
Расчёт синхронизирующей зубчатой передачи 59
Расчёт на прочность деталей компрессора 62
1. Расчёт валов на кручение 62
2. Расчёт шпоночных соединений на смятие .63
3. Расчёт шпонок на срез .64
4. Расчёт зубьев колёс на контактную выносливость 64
5. Расчёт зубьев колёс на выносливость при изгибе .66
6. Расчёт подшипников на долговечность .68
Выбор смазочного материала .71
Расчёт пластинчато-ребристого теплообменника 72
Технология изготовления сборочной единицы «вал – ротор» . 81
Технико-экономическое обоснование проекта 104
Охрана труда. Обеспечение безопасности при эксплуатации ..107
Роторно-шестерёнчатый компрессор с профилированным зубом:
- без подачи смазки в рабочую полость («сухой»).
Объёмная производительность по условиям всасывания м3мин
Начальное давление всасывания рН МПа
Конечное давление нагнетания рК МПа
Начальная температура всасываемого газа ТН К
- соединение с электродвигателем непосредственное муфтовое;
- охлаждение воздушное конвективное.
Список основных условных обозначений
α – угловая толщина °;
– относительные потери давления при проходе газа в тракте;
– величина зазора м;
– отношение давлений перед и за щелью;
– коэффициент полезного действия;
λ – коэффициент производительности;
– коэффициент расхода; динамическая вязкость газа Па·с; запас %;
– относительная величина утечек;
– коэффициент местных сопротивлений;
– нормальное напряжение Па;
– касательное напряжение Па;
φ – угол взаимного поворота роторов °;
– угловая скорость вращения с-1;
Δр – потери давления Па;
П – отношение давлений;
Σ – коэффициент формы щели;
C – динамическая грузоподъёмность Н;
F – сила в зацеплении Н;
НВ – твёрдость по Бринеллю;
L – номинальная долговечность час; длина м;
P – эквивалентная нагрузка Н;
R r – радиус м; газовая постоянная ДжК;
Re – число Рейнольдса;
Т – температура К; крутящий момент Н·м;
– объёмная производительность м3мин;
Х – координата по оси абсцисс м;
Y – координата по оси ординат м;
b – длина пути газа в щели м;
k – показатель адиабаты;
– массовый расход кгс;
n – частота вращения обмин;
’ – параметры газа при предварительном расчёте; открытие окна газораспределения;
’ ’ – закрытие окна газораспределения;
– начальный; первый;
ВУ – внешние утечки;
Д – давление; двигатель;
ИСП – использование;
К – конечный; компрессор;
Н – начальный; нагнетание;
ПР – приведённый; притечки;
С – с учётом скольжения;
Т – температурный; теоретический;
ЭД – электродвигатель.
В современном народном хозяйстве существует потребность в компрессорах рассчитанных на относительно малые производительности (05 ÷ 2 м3мин) и давления нагнетания порядка 02 ÷ 05 МПа. Подобные компрессоры находят применение при обслуживании потребностей участков шиномонтажа и привода пневмооборудования: обдувочных и окрасочных пистолетов краскораспылителей; шлифовальных полировальных и отрезных машинок; пневмозубила пневмогайковёртов пневмодрелей и др. Эти компрессоры должны обладать высокой долговечностью и надёжностью.
В указанной зоне параметров производительности и конечного давления наиболее эффективны роторно-шестерёнчатые компрессоры с профилированным зубом.
Роторно-шестерёнчатые компрессоры с профилированным зубом называемые также зубчатыми компрессорами относятся к классу объёмных двухроторных машин. Зубчатые компрессоры обладают внутренним сжатием при сравнительно простой и технологичной форме роторов.
К достоинствам зубчатых компрессоров относятся:
- конструктивная простота;
- высокая надёжность (за счёт относительно малого количества деталей);
- универсальность деталей ступеней;
- высокая долговечность (определяемая ресурсом опор);
- отсутствие необходимости подачи смазки в рабочую полость;
- отсутствие трущихся элементов и элементов работающих в ударном режиме в рабочей полости;
- умеренные частоты вращения;
- отсутствие осевых усилий от газовых сил;
- экономия пространства (малые габариты);
- низкие эксплуатационные затраты;
- простота обслуживания;
- относительная дешевизна и простота изготовления деталей.
Основным недостатком зубчатого компрессора является большой массообмен характеризуемый относительной величиной протечек.
Повышение эффективности роторно-шестерёнчатых компрессоров является актуальной задачей.
Целью дипломного проекта является создание схемы расчёта позволяющей произвести сравнение коэффициентов производительности и полезного действия зубчатых компрессоров использующих разные профили.
Профиль роторов определяет геометрию щелей через которые происходят перетекания газа понижающие коэффициенты производительности и полезного действия компрессора.
Современные зубчатые компрессоры можно разделить на компрессоры с двузубыми и однозубыми роторами. В данном дипломном проекте рассмотрено влияние некоторых конструктивных параметров на эффективность компрессора с однозубыми роторами.
Разработанная расчётная схема определяет влияние геометрических соотношений профиля роторов и органов газораспределения на массообмен в зубчатом компрессоре.
Описание компрессорной установки
1. Описание конструкции
В расточке корпуса в форме восьмёрки вращаются два одинаковых ротора с плоскими однозубыми профилями. Роторы изготовлены из стальной поковки и напрессованы на валы. Для надёжности в соединении предусмотрены призматические шпонки.
Роторы вращаются в подшипниках качения смонтированных в торцевых крышках. Положение торцевых крышек относительно корпуса фиксируется штифтами. По одну сторону вала установлены радиальные однорядные шарикоподшипники воспринимающие радиальную нагрузку по другую – радиальные двухрядные сферические способные воспринимать двустороннюю осевую нагрузку.
Вращение роторов синхронизируется с помощью косозубых синхронизирующих шестерен. С помощью шестерен выставляется профильный зазор ПРОФ. Одна из шестерен выполнена составной а взаимное положение ступицы шестерни и разрезного венца определяет торцевой зазор ТОРЦ устанавливаемый при сборке и регулируемый толщиной прокладок.
Герметизация рабочей полости производится с помощью щелевых уплотнений.
Подшипники и синхронизирующие шестерни смазываются маслом разбрызгиваемым шестернями по одну сторону роторов и вращающимся диском укреплённым на конце ведомого вала – по другую сторону роторов.
Охлаждение корпуса воздушное конвективное. Компрессор снабжён крыльчаткой охлаждения. Снаружи корпуса имеются рёбра повышающие поверхность теплообмена.
Компрессор приводится в работу через упругую втулочно-пальцевую муфту от асинхронного электродвигателя общего применения.
Компрессорная установка снабжена концевым пластинчато-ребристым газоохладителем.
Роторы зубчатого компрессора спрофилированы таким образом что при их взаимном обкатывании образуется парная рабочая полость в которой происходит внутреннее сжатие газа.
Окна всасывания и нагнетания располагаются в торцевых крышках и имеют такую конфигурацию чтобы при вращении один из роторов (правый) определял открытие и закрытие окна васасывания а другой (левый) – окна нагнетания (рис. 1.1).
Расчёт рабочего процесса
1. Предварительный термодинамический расчёт
Предварительный термодинамический расчёт производится с целью определения основных параметров компрессора. Для проведения термодинамического расчёта необходимо определить закон сжатия – зависимость объёма рабочей камеры от взаимного расположения роторов. Так как роторы прямолинейны т. е. не закручены определение закона сжатия сводится к нахождению зависимости торцевой площади рабочей камеры от угла взаимного поворота роторов S(φ). Для определения зависимости S(φ) рассмотрим уравнения линий образующих теоретический профиль роторов зубчатого компрессора.
1.1. Профилирование рабочего органа
Профиль роторов должен отвечать технологическим требованиям т. е. должен легко обрабатываться. Поэтому предпочтительно использование профилей состоящих преимущественно из прямолинейных участков и дуг окружностей. В связи с этим при профилировании рабочих органов зубчатых компрессоров рационально использование профиля с прямолинейной тыльной стороной зуба .
Рис. 2.1. Профиль с прямолинейной тыльной стороной зуба.
Геометрию теоретического профиля с прямолинейной тыльной стороной зуба определяют следующие величины (рис. 2.1):
Относительная величина радиуса окружности выступов
Угловая толщина зуба по окружности выступов αR;
Радиус начальной окружности r.
Аналитическое описание кривых составляющих профиль представляет собой систему параметрических уравнений в прямоугольной системе координат для каждого из 7 участков профиля [1 2].
В рамках НИР уравнения в общем виде были выражены через параметры определяющие геометрию профиля Rr αR и r.
При выведении уравнений линий учитывалось взаимное расположение участков профиля и производилось их согласование в общей системе координат с началом отсчёта в центре начальной окружности теоретического профиля.
Исходный прямолинейный участок АВ:
Параметр φ меняется от 0° до arccos[1(Rr)].
Круговой участок ВС:
Параметр φ меняется от 0° до αR.
Удлинённо-эпициклоидальный участок CD:
Параметр φ меняется от arccos[1(Rr)] до 0°.
Круговой участок DE:
Удлинённо-эпициклоидальный участок EF:
Параметр φ меняется от 0° до φ*.
Криволинейный участок FG сопрягающийся с исходным прямолинейным участком АВ:
Параметр φ меняется от φ** до 0°.
Круговой участок GA:
Параметр φ меняется от [2·( arccos[1(Rr)] + αR) – 360°] до 0°.
Точка пересечения линий EF и FG определяет значения параметров φ* и φ**.
В рамках НИР был реализован алгоритм численного определения φ* и φ**.
На базе приведённых выше уравнений в приложении Microsoft Excel 2007 был реализован алгоритм позволяющий рассчитывать координаты теоретического профиля с произвольной комбинацией физически обоснованных параметров Rr αR и r.
На базе расчётного алгоритма была составлена программа демонстрирующая взаимное движение роторов при работе компрессора а также процессы открытия и закрытия окон всасывания и нагнетания.
Результатом работы программы являются диаграммы иллюстрирующие работу компрессора и изменение геометрии профиля представленные в разделах 2.2.2 и 2.5 пояснительной записки.
В ходе дипломного проектирования была реализована схема расчёта интегральных характеристик зубчатого компрессора в зависимости от геометрических соотношений профиля и органов газораспределения а также других факторов определяющих газо- и термодинамику процесса сжатия в компрессоре. Описание схемы расчёта представлено в последующих разделах пояснительной записки.
Варианты таблиц результатов расчёта по обозначенной схеме представлены в разделе 2.5 пояснительной записки.
Анализ вариантов расчёта показал что оптимальным с точки зрения физики процесса сжатия газа в компрессоре и технологичности ротора соотношением параметров определяющих геометрию профиля является:
Rr = √2 αR = 20° r = 55 мм .
Подбор величины r производился в соответствии с прототипом [1].
Результаты расчёта координат профиля представлены в таблице № 2.1. Расположение профиля относительно системы координат изображено на рис. 2.2.
Результаты расчёта координат профиля.
Рис. 2.2. Расположение профиля относительно системы координат.
1.2. Определение зависимости объёма рабочей камеры
от взаимного расположения роторов
В рамках студенческой научной работы производилось исследование влияния некоторых конструктивных соотношений на эффективность зубчатого компрессора.
Результатом работы является реализация схемы расчёта интегральных характеристик компрессора позволяющая задаваясь исходными термодинамическими данными производить оценку влияния различных факторов на эффективность зубчатого компрессора и осуществлять подбор оптимального варианта соотношения геометрических параметров профиля и газораспределительных органов.
На базе уравнений кривых составляющих теоретический профиль был в общем виде реализован алгоритм определения величины площади нормального сечения ротора SРОТ.
SРОТ определялась как алгебраическая сумма элементарных участков разбиения общей площади ротора (рис. 2.3):
SРОТ = S1 + S2 + S3 + S4 + S5 + S6 + S7
Рис. 2.3. Разбиение площади нормального сечения ротора.
Площади S1 S2 (S3 + S10) S4 S5 (S6 + S8 + S9) и S9 определялись непосредственно геометрически. Площади S7 S8 и S10 определялись численно методом трапеций.
Ометаемую площадь можно определить как разность площади нормального сечения расточки корпуса и площади нормального сечения роторов (рис. 2.4):
Рис. 2.4. Ометаемая площадь компрессора.
В приложении Microsoft Excel 2007 был реализован алгоритм расчёта величины ометаемой площади с помощью которого были получены и аппроксимированы зависимости величины ометаемой площади SОМ от каждого из 3 (r Rr и αR) параметров профиля при прочих неизменных. Влияния параметров r Rr и αR предполагались независимыми. Так была получена приближённая формула описывающая зависимость ометаемой площади компрессора от параметров определяющих геометрию профиля:
Сравнение результатов расчёта SОМ по формуле (2.1) и величин SОМ полученных численно показывает что предположение о независимости влияния параметров профиля на величину SОМ верно с достаточной точностью.
Давление и температура газа в рабочей полости в произвольный момент времени характеризуемый взаимным расположением роторов определяют процесс сжатия в компрессоре.
Считая процесс в компрессоре политропным () определим сжатие зависимостью объёма рабочей полости от угла поворота ротора V(φ). Так как роторы прямолинейны т. е. незакручены моделью сжатия газа в компрессоре будет зависимость торцевой площади рабочей камеры от угла поворота ротора S(φ).
Анализ рабочего процесса показывает:
В положении роторов φ = 0° торцевая площадь рабочей камеры максимальна и равна ометаемой площади компрессора (рис. 2.5а).
При повороте роторов от положения φ = arccos[1(Rr)] (рис. 2.5б) до положения φ = (360° – arccos[1(Rr)]) (рис. 2.5в) зависимость S(φ) линейна.
В положении роторов φ = 360° рабочая камера выраждается и её торцевая площадь равна 0 (рис. 2.5г).
Рис. 2.5. Положение роторов компрессора в
узловых точках зависимости S(φ).
Величины S(φ) в узловых точках зависимости в общем виде представлены в таблице № 2.2.
Величины S(φ) в узловых точках зависимости.
В приложении Microsoft Excel 2007 был реализован алгоритм численного определения величины SR аналогично алгоритму расчёта SРОТ и SОМ (суммирование площадей элементарных участков разбиения).
Для упрощения представляемой модели сжатия участки зависимости S(φ) между положениями роторов и также как и основная часть зависимости S(φ) предполагаются линейными что не сильно отличается от действительности.
На базе приведённых выше соотношений был реализован алгоритм определяющий модель сжатия газа т. е. зависимость S(φ) в общем виде для зубчатых компрессоров с произвольной комбинацией параметров профиля Rr αR и r.
Так как зависимость S(φ) определяется тремя линейными участками в общем виде справедливы соотношения:
МОДЕЛЬ СЖАТИЯ ГАЗА В ПРОЕКТИРУЕМОМ КОМПРЕССОРЕ
График зависимости S(φ) для проектируемого компрессора с параметрами профиля Rr = √2 αR = 20° r = 55 мм изображён на рис. 2.6. Зависимость S(φ) в табличном виде приведена в таблице № 2.3; в аналитическом виде –формула (2.2).
Рис. 2.6. График зависимости S(φ) для компрессора
с профилем Rr = √2 αR = 20° r = 55 мм.
S(φ) при Rr = √2 αR = 20° r = 55 мм.
1.3. Термодинамический расчёт
Предварительный термодинамический расчёт производимый по методике кафедры КВХТ СПбГПУ [3] приспособленной к расчёту зубчатого компрессора является частью расчётной схемы реализованной в общем виде в приложении Microsoft Excel 2007 в рамках НИР и дипломного проектирования.
Отношение давлений в рабочей камере компрессора при теоретическом цикле:
где – конечное давление нагнетания Па; – начальное давление всасывания Па.
Подставляя значения давлений указанные в техническом задании на проектирование производим расчёт по формуле (2.3):
Средние потери давления в процессе всасывания:
где – относительные потери давления при проходе газа в тракте линии всасывания в камере и окне всасывания и в каналах рабочей камеры за время всасывания [3] [5].
Средние потери давления в процессе нагнетания:
где – относительные потери давления при проходе газа через окно и камеру нагнетания и в нагнетательном тракте установки включая холодильник глушитель шума арматуру и т. д. [3] [5].
Принимая и производим расчёт средних потерь давления по формулам (2.4) и (2.5):
Среднее расчётное давление в рабочей камере при действительном цикле в процессе всасывания:
Подставляя полученные ранее значения величин рН и ΔрН производим расчёт по формуле (2.6):
Среднее расчётное давление в рабочей камере при действительном цикле в процессе нагнетания:
Подставляя полученные ранее значения величин рК и ΔрК производим расчёт по формуле (2.7):
Отношение давлений в рабочей камере компрессора при действительном цикле:
Подставляя полученные ранее значения величин производим расчёт по формуле (2.8):
Расчётное давление газа в момент начала процесса геометрического сжатия в рабочей камере компрессора в соответствии с предлагаемой моделью сжатия для зубчатого компрессора разработанной в рамках НИР определяется из условия теплового балланса:
где – масса газа в защемлённом объёме кг; – масса свежей порции газа в момент закрытия окна всасывания кг; – температура газа в момент закрытия окна нагнетания К; – температура газа в момент закрытия окна всасывания К; – температура газа в момент начала процесса геометрического сжатия в рабочей камере компрессора К.
Произведём преобразование формулы (2.9) для определения расчётного давления газа в момент начала процесса геометрического сжатия в рабочей камере:
где – торцевая площадь рабочей камеры в момент закрытия окна нагнетания (характеризует защемлённый объём) мм2; – торцевая площадь камеры в момент закрытия окна всасывания мм2; – ометаемая площадь мм2; – длина рабочей части роторов мм.
Угол закрытия окна всасывания φВ’’ и угол закрытия окна нагнетания φН’’ определяются из условия оптимизации относительной величины протечек ПР коэффициента недоиспользования ИСП и индикаторной мощности NИНД. Определение углов φВ’’ и φН’’ подробно рассмотрен в разделе 2.2.1 пояснительной записки. Значения углов φВ’’ и φН’’ для проектируемого компрессора:
Найдём величины SЗАЩ SВС и SОМ.
Величину SОМ возьмём из таблицы № 2.3:
где – торцевая площадь камеры сжатия мм2.
Величину SВС определим используя данные таблицы № 2.3 следующим образом:
Величину SЗАЩ определим по формуле (2.2):
Подставляя полученные ранее значения величин производим расчёт по формуле (2.10):
Отношение давлений в рабочей камере компрессора при сжатии:
Подставляя полученные ранее значения величин производим расчёт по формуле (2.11):
Принимается предварительный коэффициент давления в соответствии с выражением:
Подставляя выбранное значение Н производим расчёт по формуле (2.12):
Находим температурный показатель политропы сжатия по конечным параметрам mt. Учитывая кратковременность процесса сжатия в зубчатом компрессоре и наличие сравнительно высоких относительных притечек для компрессоров сухого сжатия принимают:
где k – показатель адиабаты сжимаемого газа.
Принимая mt = 105·k производим расчёт по формуле (2.13):
Температуру газа в момент начала процесса сжатия определим по формуле:
Подставляя значения рН и ТН из технического задания и полученные ранее значения рСЖ и mt производим расчёт по формуле (2.14):
Определяем температуру нагнетаемого газа по формуле:
Подставляя полученные ранее значения величин производим расчёт по формуле (2.15):
Рассчитаем предварительный коэффициент подогрева по формуле:
где с = (001 – 0015) для компрессоров сухого сжатия.
Принимая с = 0015 производим расчёт по формуле (2.16):
Рассчитаем коэффициент недоиспользования ИСП показывающий степень использования теоретического объёма парной полости при заполнении рабочей камеры в процессе всасывания:
Подставляя полученные ранее значения величин SВС и SОМ производим расчёт по формуле (2.17):
Принимаем предварительную относительную величину внутренних притечек в диапазоне 005 – 020:
Принимаем предварительную относительную величину внешних утечек в диапазоне 0 – 005:
На основании проведённых выше расчётов определяют предварительный коэффициент производительности по формуле:
Подставляя полученные ранее значения производим расчёт по формуле (2.18):
Определим коэффициент учитывающий повышение давления в рабочей камере после её отсечки от окна всасывания вследствие притечек газа из полости с более высоким давлением:
Подставляя значение рН из технического задания и полученное ранее значение рСЖ производим расчёт по формуле (2.19):
Найдём геометрическую степень сжатия компрессора по формуле:
Подставляя полученные ранее значения П и mt производим расчёт по формуле (2.20):
Длину рабочей части роторов LРОТ’ предварительно определим по формуле:
где – объёмная производительность компрессора м3мин; n – синхронная частота вращения ротора электродвигателя обмин.
Подставляя значения n и из технического задания и полученные ранее значения SВС и λ’ производим расчёт по формуле (2.21):
Индикаторная мощность роторного компрессора вычисляется по формуле:
где VMAX – максимальный объём рабочей камеры компрессора [мм3].
Максимальный объём рабочей камеры определим по формуле:
Подставляя значения SОМ и LРОТ’ производим расчёт по формуле (2.23):
Подставляя значения рН и n из технического задания и полученные ранее значения производим расчёт по формуле (2.22):
Изотермная мощность компрессора вычисляется по формуле:
Подставляя значения рН и из технического задания и полученное ранее значение П производим расчёт по формуле (2.24):
Изотермный КПД компрессора:
Подставляя значения NИЗ и NИНД производим расчёт по формуле (2.25):
Механический КПД МЕХ определяет увеличение подводимой к компрессорной установке мощности для преодоления механического трения в элементах компрессора и привода вспомогательных механизмов.
Принимаем в соответствии с рекомендациями [3] [5]: .
КПД компрессора определим по формуле:
Подставляя значения ИЗ и МЕХ производим расчёт по формуле (2.26):
Требуемая мощность электродвигателя:
Производим расчёт по формуле (2.27): .
1.4. Предварительный подбор электродвигателя
В техническом задании на проектирование обозначена синхронная частотата вращения вала электродвигателя: n = 3000 обмин.
Требуемая мощность привода по результатам предварительного термодинамического расчёта: NД = 5633 Вт.
В соответствие требованиям к приводу подбираем асинхронный трёхфазный электродвигатель с короткозамкнутым ротором общего применения
Структура условного обозначения электродвигателя:
«А» – асинхронный электродвигатель;
«И» – унифицированная серия (И – Интерэлектро);
«Р» – привязка мощностей к установочным размерам по ГОСТ Р 51689;
«С» – с повышенным скольжением;
«100» – высота оси вращения электродвигателя (габарит) мм;
«L» – установочный размер по длине станины;
«2» – число полюсов;
«У» – климатическое исполнение;
«3» – категория размещения.
Характеристики электродвигателя.
Номинальная мощность: NЭД = 6300 Вт.
Частота вращения с учётом скольжения: nС = 2805 обмин.
Номинальное линейное напряжение на обмотке статора: U = 220380660 В.
Коэффициент полезного действия: = 82 %.
Запас мощности определим по формуле:
Подставляя значения NД и NЭД производим расчёт по формуле (2.28):
2. Расчёт органов газораспределения
2.1. Определение углов открытия и закрытия окон газораспределения
Органы газораспределения – окна всасывания и нагнетания – расположены в торцевых крышках корпуса и имеют такую конфигурацию чтобы при вращении один из роторов определял открытие и закрытие окна всасывания а другой – окна нагнетания.
За угол открытия окна всасывания φВ’ в общем виде рационально принять угол φВ’ =(arccos[1(Rr)] – αR) так как меньший угол не позволяет иметь технологичного развитого по всей глубине впадины участка окна всасывания (рис. 2.7).
Рис. 2.7. Угол открытия окна всасывания.
Угол открытия окна нагнетания φН’ определяется процессом сжатия и геометрией профиля.
Открытие окна нагнетания должно осуществляться в момент когда давление в рабочей полости компрессора становится равным давлению в нагнетательном патрубке с учётом потерь при нагнетании.
В рамках НИР был составлен алгоритм определения зависимости торцевой площади рабочей полости компрессора от угла поворота ротора что позволяет вычислить давление газа в рабочей камере в произвольный момент времени характеризуемый углом взаимного расположения роторов. Таким образом стало возможным решение обратной задачи – определение угла открытия окна нагнетания когда давление в камере сжатия достигает необходимой величины. Вычисление φН’ производится в интерактивном режиме в зависимости от параметров определяющих геометрию профиля и параметров определяющих процесс сжатия в компрессоре (техническое задание).
Считая процесс сжатия газа в зубчатом компрессоре с прямолинейными (незакрученными) роторами политропным запишем следующее уравнение:
где рСЖ – давление газа в рабочей камере в момент начала геометрического сжатия Па; рН’ – давление газа в рабочей камере в момент открытия окна нагнетания Па; mt – температурный показатель политропы сжатия по конечным параметрам; SОМ – ометаемая площадь компрессора мм2.
Величину SОМ возьмём из таблицы № 2.3.
Термодинамический расчёт определяет величины рСЖ рН’ и mt .
Подставляя значения SОМ рСЖ рН’ и mt производим расчёт S(φН’) по формуле (2.29):
Выразим φН’ через S(φН’) используя формулу (2.2):
Подставляя S(φН’) в формулу (2.30) определяем φН’:
Угловая протяжённость окна всасывания влияет на относительную величину перетеканий газа и коэффициент недоиспользования объёма рабочей камеры. Оптимальное соотношение этих и других факторов влияющих на коэффициент производительности ступени определяет угол закрытия окна всасывания φВ’’.
Оптимизация производится путём анализа вариантов расчёта интегральных характеристик компрессора.
Угол закрытия окна нагнетания φН’’ определяется из условий оптимизации относительной величины протечек газа и индикаторной мощности компрессора.
Угол закрытия окна нагнетания φН’’ определяет величину защемлённого объёма. Газ из защемлённого объёма перетекает в полость где всасывание уже закончилось повышая там давление что приводит к увеличению индикаторной мощности .
При определении углов закрытия окон всасывания и нагнетания по диаграммам иллюстрирующим работу компрессора визуально производилась оценка герметичности рабочей камеры (рис. 2.8 2.9).
Для повышения герметичности рабочей камеры дуга верхней кромки окна всасывания и дуга верхней кромки окна нагнетания выполняются по радиусу ρ меньшему радиуса начальной окружности роторов r (рис. 2.10).
Теоретический контур окон газораспределения образуется пересечением открывающей и закрывающей кромок профиля на углах φi’ и φi’’.
Анализ вариантов расчёта показал что оптимальным соотношением параметров определяющих геометрию органов газораспределения является:
φВ’ = 25° φН’ = 173° φВ’’ = 315° φН’’ = 335° ρr = 095 .
Рис. 2.8. Закрытие окна всасывания.
Рис. 2.9. Закрытие окна нагнетания.
Рис. 2.10. Верхняя кромка окна газораспределения.
2.2. Описание рабочего процесса
Рабочий процесс в компрессоре представлен на диаграммах (рис. 2.11 – 2.15) и протекает в следующей последовательности:
При достижении роторами положения φ = 0° (рис. 2.11) начинает образовываться всасывающая полость по одну сторону от зубьев; одновременно в замкнутой полости по другую сторону от зубьев роторов начинается сжатие газа.
В положении роторов φ = 25° (рис. 2.12) всасывающая полость соединяется с окном всасывания; при дальнейшем повороте роторов во всасывающей полости происходит всасывание а в полости по другую сторону от зубьев – сжатие газа.
В положении роторов φ = 173° (рис. 2.13) полость где происходит сжатие соединяется с окном нагнетания; при дальнейшем повороте роторов происходит нагнетание а в полости по другую сторону от зубьев – всасывание.
При достижении роторами положения φ = 315° (рис. 2.14) окно всасывания перекрывается и всасывание заканчивается.
При достижении роторами положения φ = 335° (рис. 2.15) окно нагнетания перекрывается и нагнетание заканчивается. Оставшийся газ через зазоры в зацеплении роторов перетекает в полость где всасывание уже закончилось.
На диаграммах изображённых на рис. 2.11 – 2.15 окно всасывания обозначено синим цветом; окно нагнетания – красным цветом.диаграмм: 1:2.
Рис. 2.11. Взаимное расположение роторов при φ = 0°.
Рис. 2.12. Взаимное расположение роторов при φ = 25°.
Рис. 2.13. Взаимное расположение роторов при φ = 173°.
Рис. 2.14. Взаимное расположение роторов при φ = 315°.
Рис. 2.15. Взаимное расположение роторов при φ = 335°.
3. Расчёт массообмена
В зубчатых компрессорах также как и в других машинах объёмного действия протечки газа подразделяются на утечки перетечки и притечки.
Под перетечками понимают протечки газа в рабочую полость в период сжатия в ней из полости с более высоким давлением и протечки газа из неё в полость с более низким давлением.
Под притечками понимают протечки газа из полости с высоким давлением в рабочую полость за период всасывания в ней.
Утечки – это протечки газа из рабочей камеры в атмосферу; утечки определяются из расчёта концевых уплотнений.
Перетечками в зубчатых компрессорах можно пренебречь ввиду продолжительности процесса всасывания в полости что определяет учёт перетеканий в основном за счёт притечек.
Для расчёта величины расхода протечек необходимо назначить рабочие зазоры в компрессоре.
3.1. Определение рабочих зазоров
При действительном профилировании в зацеплении профилей должен неприрывно существовать зазор . Профильный зазор можно обеспечить двумя способами [1]:
Изменение размеров роторов путём замены в уравнениях определяющих участки профилей r на (r – 2) при сохранении исходного межосевого расстояния;
Раздвижка роторов то есть увеличением межосевого расстояния А и радиуса расточки отверстий в корпусе R на величину зазора .
Второй способ предпочтителен как наиболее простой.
Следует заметить что при таких способах перехода к действительному профилированию не обеспечивается постоянство величины профильного зазора. В расчётах малыми колебаниями величины зазоров принебрегают.
В соответствии с опытом проектирования роторных машин назначаются следующие величины рабочих зазоров:
- профильный зазор: ПРОФ = 008 мм.
- торцевой зазор: ТОРЦ = 008 мм.
- радиальный зазор: РАД = 008 мм.
Действительный контур окон газораспределения имеет более простые в изготовлении кромки и незначительно отличающиеся габариты что практически не сказывается на работе компрессора так как отсекаются узкие и малоэффективные части газораспределительных окон.
3.2. Определение геометрических параметров щелей
Для определения относительной величины внутренних перетеканий газа в зубчатом компрессоре из полости с большим давлением в полость с меньшим давлением в соответствии с разработанной в рамках НИР схемой расчёта выделяются четыре вида щелей:
- торцевая щель «зуб – корпус» (4 щели);
- торцевая щель «ротор – корпус» (4 щели);
- радиальная щель «зуб – корпус» (2 щели);
- профильный зазор между роторами (1 щель).
Основные геометрические параметры щелей:
- длина пути газа в щели b мм.
Щели в зубчатом компрессоре имеют сложную геометрическую форму поэтому при расчёте относительной величины внутренних перетеканий газа используем приведённые геометрические параметры lПР ПР и bПР. Схема определения приведённых геометрических параметров щелей приведена ниже.
Торцевая щель «зуб – корпус» (рис. 2.16).
Рис. 2.16. Торцевая щель «зуб – корпус».
Длину щели в общем виде определяет максимальная высота зуба:
Подставляя значения r и R производим расчёт по формуле (2.31):
Ширину щели определяет торцевой зазор ТОРЦ :
Длину пути газа определяет среднеинтегральное значение толщины зуба (рис. 2.16) алгоритм расчёта которого в общем виде реализован в рамках НИР. Для проектируемого компрессора длина пути газа в щели имеет следующее значение:
Торцевая щель «ротор – корпус» (рис. 2.17).
Рис. 2.17. Торцевая щель «ротор – корпус».
Оценку перетеканий через торцевую поверхность роторов можно произвести рассматривая щель приведённые длина и путь газа в которой условно принимаются равными радиусу окружности (рис. 2.17) равновеликой полной торцевой площади ротора (алгоритм расчёта в общем виде реализован в рамках НИР ). Для проектируемого компрессора получаем следующий результат:
Радиальная щель «зуб – корпус» (рис. 2.18).
Рис. 2.18. Радиальная щель «зуб – корпус».
Длину щели определяет длина рабочей части роторов LРОТ’:
Длину пути газа в щели определяет длина дуги окружности выступа зуба:
Подставляя значения R и αR производим расчёт по формуле (2.32):
Ширину щели определяет радиальный зазор РАД :
Профильный зазор между роторами (рис. 2.19).
Рис. 2.19. Профильный зазор между роторами.
Ширину щели определяет профильный зазор ПРОФ :
Приведённая длина пути газа в щели bПР определяется по эмпирической формуле [4] (рис. 2.19):
Подставляя значения r и ПРОФ производим расчёт по формуле (2.33):
Приведённые геометрические параметры щелей сведены в таблице № 2.4.
Приведённые геометрические параметры щелей.
3.3. Расчёт притечек газа
Притечки с одной стороны уменьшают порцию свежего всасываемого газа занимая часть полезного объёма а с другой стороны – повышают температуру всасываемого газа уменьшая его плотность.
Ввиду изменения давления в камере сжатия величина которого определяет притечки расчёт перетеканий производится через каждые 10° поворота роторов [5]. Схема иллюстрирующая методику расчёта притечек изображена на рис. 2.20.
Рис. 2.20. Схема расчёта притечек газа.
Расчёт притечек производится по формуле проф. С. Е. Захаренко методом последовательных приближений.
Значение массового расхода протечек на каждом фиксированном угле поворота ротора определяется по формуле (протечки из области с давлением р2 в область с давлением р1):
где – коэффициент расхода; – коэффициент местных сопротивлений; λr – коэффициент шероховатости; Σ – коэффициент формы щели; параметры определяющие геометрию щели: ПР – приведённая ширина щелимм; bПР – приведённая длина пути газа в щели мм; ρ1* – условная плотность кгм3; – отношение давлений газа перед и за щелью.
Условная плотность ρ1* рассчитывается по формуле:
где R – газовая постоянная сжимаемого газа ДжК.
Значение газовой постоянной для воздуха:
Коэффициент расхода в расчётах принимают равным 08.
Значение коэффициента местных сопротивлений зависит от формы щели:
- для щелей с резким сужением и расширением потока: = 25;
- для щелей с плавным сужением и расширением потока: = 1418.
Торцевые щели «зуб – корпус» и «ротор – корпус» и радиальная щель «зуб – корпус» относятся к первой категории щелей; профильный зазор между роторами – ко второй категории.
Коэффициент шероховатости λr определяется по эмпирическим формулам:
Число Рейнольдса Re определяется по формуле:
где – динамическая вязкость газа Па·с.
Значение динамической вязкости воздуха:
Коэффициент формы Σ находим по формуле:
За нулевое приближение обычно принимают расход критического итечения рассчитываемый по формуле Сен-Венана – Венцеля:
- задаём нулевое приближение расхода производя расчёт по формуле (2.39);
- по найденному расходу определяем число Re по формуле (2.37);
- в зависимости от Re находим коэффициент трения по формуле (2.36);
- определяем первое приближение массового расхода по формуле (2.34);
- производим расчёт по обозначенному выше алгоритму пока не будет выполняться тождество:
Пример расчёта массового расхода притечек по обозначенному алгоритму приведён ниже.
Найдём массовый расход притечек из камеры в которой происходит сжатие газа в камеру в которой происходит всасывание через торцевую щель «зуб – корпус» в момент времени определяемый углом взаимного расположения роторов φ = 90°.
Давление р1 в обозначенном выше алгоритме равно начальному давлению с учётом потерь при всасывании рН’:
Найдём торцевую площадь камеры сжатия в момент когда φ = 90° по формуле (2.2):
Используя уравнение (2.29) в общем виде выразим давление в камере сжатия при φ = 90° через S(90°):
Подставляя значения SОМ S(90°) рСЖ и mt производим расчёт р90° по формуле (2.41):
Аналогичным образом определено давление р80°:
Давление рφ в обозначенном выше алгоритме найдём как среднее давление газа в камере сжатия при взаимном повороте роторов от φ = 80° до φ = 90°:
Определим температуру газа Тφ используя уравнение политропы:
Подставляя полученные ранее значения ТСЖ рСЖ рСР и k производим расчёт ТСР по формуле (2.42):
Найдём значение условной плотности ρ1* по формуле (2.35):
Отношение давлений газа перед и за щелью:
Найдём нулевое приближение расхода притечек по формуле (2.39):
Найдём число Re по формуле (2.37):
Найдём коэффициент трения по формуле (2.36):
Найдём коэффициент формы по формуле (2.38):
Найдём первое приближение расхода притечек по формуле (2.34):
Сравним нулевое и первое приближение расхода притечек при φ = 90°:
В рамках НИР было установлено что десяти итераций в общем случае достаточно для выполнения условия (2.40).
После десяти итераций получаем значение расхода притечек :
В соответствии с разработанной в рамках НИР расчётной схемой предполагаем что массовый расход притечек через торцевую щель «зуб – корпус» при взаимном повороте роторов от φ = 80° до φ = 90° составляет 01292 гс.
Аналогичным образом находим величины расходов притечек через каждые Δφ = 10° взаимного поворота роторов а также при φВС’ и φВС’’ для каждого из видов щелей.
Массовый расход притечек через каждую щель найдём по формуле:
Результаты расчёта массового расхода притечек по обозначенной выше схеме приведены в таблице № 2.5.
Результат расчёта расхода притечек.
Определим общий массовый расход внутренних притечек с учётом количества щелей (рис. 2.21):
Расчёт расхода притечек через каждую щель в соответствии с обозначенной выше методикой приведён в Приложении.
Рис. 2.21. Щели в зубчатом компрессоре.
3.4. Расчёт уплотнений
Для герметизации рабочей полости компрессора применяются щелевые уплотнения. Простота исполнения уплотнений рабочей полости повышает надёжность технологичность долговечность и дешевизну проектируемого компрессора при относительно малой величине внешних утечек газа.
Схема и агоритм расчёта расхода утечек через щелевые уплотнения аналогичны расчёту внутренних притечек.
Ширина щели определяется зазором в уплотнении ротора. Назначаем величину зазора УПЛ = 008 мм. Тогда ширина щели:
Определим диаметр вала в месте посадки рабочей части ротора по соотношения (рис. 2.22):
Рис. 2.22. Сопряжение «вал – ротор».
Определим rРОТ по формуле:
Подставляя r и R в формулу (2.44) найдём rРОТ :
Определим rВАЛ используя соотношение (2.43):
Таким образом dВАЛ = 48 мм. Примем dУПЛ = 44 мм (рис. 2.23).
Длина щели определяется длиной окружности отверстия уплотнительной втулки:
Рис. 2.23. Фрагмент вала.
Принимаем длину уплотнительной втулки (прототип – зубчатый компрессор «Northey Technologies Ltd»):
Небольшая длина уплотнительной втулки уменьшает общую длину вала повышая его жёсткость.
Средняя длина пути газа из рабочей камеры до щелевого уплотнения:
Алгоритм определения SРОТ разработан в рамках НИР.
Подставляя значения SРОТ производим расчёт по формуле (2.45):
Длина пути газа перетекающего из рабочей полости в атмосферу:
Подставляя значения b’ и lУПЛ производим расчёт по формуле (2.46):
Утечки газа из рабочей полости в атмосферу осуществляются в течение процессов сжатия и нагнетания т. е. при взаимном повороте роторов от φ = 0° до φ = 335°.
Давление р1 в обозначенном в разделе 2.3.3 алгоритме равно начальному давлению рН :
Уплотнения устанавливаются по обе стороны каждого вала (4 щели).
Результат расчёта массового расхода внешних утечек через щелевые уплотнения рабочей полости компрессора:
Расчёт расхода утечек через уплотнения приведён в Приложении.
4. Уточнённый термодинамический расчёт
4.1. Термодинамический расчёт
Найдём теоретическую массовую производительнось кормпрессора:
где ρН – плотность всасываемого газа кгм3.
Плотность ρН определим по уравнению Клапейрона:
Подставляя значения рН и ТН из технического задания на проектирование производим расчёт по формуле (2.48):
Подставляя найденное значение ρН производим расчёт по формуле (2.47):
Найдём относительную величину внутренних притечек и внешних утечек:
Найдём температуру газа притечек по следующей формуле [3]:
Подставляя ТН произведём расчёт по формуле (2.49):
Найдём коэффициент давления:
Скорректируем значение коэффициента подогрева по формуле:
Произведём расчёт коэффициента подогрева по формуле (2.50):
Определим коэффициент производительности по формуле:
Подставляя значения производим расчёт коэффициента производительности по формуле (2.51):
Скорректируем величину рабочей части роторов по формуле (2.21):
Найдём максимальный объём рабочей камеры по формуле (2.23):
Уточним индикаторную мощность компрессора по формуле (2.22):
Скорректируем изотермный КПД компрессора по формуле (2.25):
Рассчитаем КПД компрессора по формуле (2.26):
Скорректируем значение требуемой мощности двигателя по формуле (2.27):
4.2. Окончательный подбор электродвигателя
Предварительно был подобран электродвигатель АИРС100L2У3.
Уточним запас мощности по формуле (2.28):
Одним из недостатков роторно-шестерёнчатых компрессоров с профилированным зубом является плохая работа на нерасчётных режимах. Поэтому при проектировании зубчатых компрессоров предполагается что их работа будет осуществляться при параметрах с малыми отклонениями от расчётного режима.
Так как рассчитанный запас мощности двигателя относительно велик подберём электродвигатель с меньшей номинальной мощностью что улучшит технико-экономические показатели проектируемой компрессорной установки.
Номинальная мощность: NЭД = 5500 Вт.
Частота вращения с учётом скольжения: nС = 2850 обмин.
Коэффициент полезного действия: = 88 %.
Производя перерасчёт параметров компрессора в соответствии с новыми значениями nC и NД по описанной выше схеме получаем следующий результат:
5. Анализ вариантов расчёта компрессора
В соответствии с техническим заданием для проектируемого компрессора были подобраны варианты соотношений геометрических параметров и произведены расчёты характеристик машины по схеме описанной в предыдущих разделах пояснительной записки.
Анализ вариантов показал взаимосвязь параметров определяющих геометрию профиля (r Rr и αR) и параметров определяющих геометрию органов газораспределения (φВ’ φН’ φВ’’ φН’’ ) с учётом условий обеспечивающих жёсткость ротора и герметичность рабочей камеры.
Ниже приведены два варианта расчётных таблиц и изображений профилей роторов зубчатого компрессора с различными соотношениями геометрических параметров (Вариант №1 и Вариант №2):
- соотношение обеспечивающее наибольшую эффективность компрессора;
Таким образом в рамках НИР и дипломного проектирования была подтверждена корректность использования инженерной методики при проектировании зубчатых компрессоров.
Расчёт синхронизирующей зубчатой передачи
Синхронизацию вращения роторов обеспечивают цилиндрические косозубые зубчатые колёса. Расчёт геометрии зацепления синхронизирующей передачи произведён в соответствии с методикой обозначенной в [8 9].
Роторы вращаются с одинаковой скоростью – передаточное отношение:
Величина межосевого расстояния aW определяется радиусом начальной окружности профиля ротора и величиной профильного зазора между роторами:
Подставляя величины r и ПРОФ производим расчёт по формуле (3.1):
Определим величину делительного диаметра зубчатых колёс из условия равенства скоростей вращения по вычисленной величине межосевого расстояния:
Подберём коэффициент ширины зубчатого венца ba пользуясь рекомендациями [8 9]:
- при консольном расположении одного или обоих колёс ba = 02 025 [9];
- для косозубых передач предпочтительно принимать ba = 025 063 [8].
Определим ширину зубчатого венца:
Нормальный модуль зубчатого зацепления:
Подставляя значение aW производим расчёт по формуле (3.2):
Определяем угол наклона делительной линии зуба :
Подставляя значение mn и b производим расчёт по формуле (3.3):
Условие для косозубых колёс выполняется.
Проверим выполнение условия:
Подставляя найденные значения mn aW и проверяем условие (3.4):
Условие (3.4) выполняется.
Суммарное число зубьев zΣ найдём по следующей формуле:
Подставляя найденные значения mn aW и производим расчёт zΣ по формуле (3.5):
Число зубьев каждого колеса:
Условие выполняется.
Уточним значение угла наклона делительной линии зуба по формуле:
Подставляя найденные значения mn aW и zΣ производим расчёт по формуле (3.6):
Определим диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев:
Подставляя значения d и mn производим расчёт по формулам (3.7):
Для безаварийной работы зубчатой передачи необходимо выполнение условия о допустимом значении окружной скорости в зацеплении:
Подставляя значения d и n проверяем условие (3.8):
Условие безаварийной работы зубчатой передачи выполняется.
Расчёт на прочность деталей компрессора
1. Расчёт валов на кручение
Целью данного расчёта является определение минимального диаметра выходного конца вала.
Определим угловую скорость вращения вала электродвигателя:
Подставляя значение частоты вращения вала подобранного электродвигателя с учётом скольжения nC производим расчёт по формуле (4.1):
Найдём крутящий момент на валу электродвигателя:
Подставляя характеристики электродвигателя производим расчёт по формуле (4.2):
Минимальный диаметр выходного конца вала определим по следующей формуле:
где [КР] – допускаемое напряжение кручения для материала вала.
Вал выполняется из высококачественной легированной стали марки
Сталь 40Х ГОСТ 5632–72.
Заниженное значение допускаемого напряжения кручения стали:
Подставляя значения Т и [КР] производим расчёт по формуле (4.3):
Небольшая осевая протяжённость и увеличение диаметра вала приводят к повышению жёсткости ротора что позволяет уменьшить величину рабочих зазоров т. е. повысить эффективность компрессора. Для улучшения технико-экономических характеристик компрессорной установки используем в конструкции стандартную муфту соединяющую выходной вал компрессора с валом двигателя. Тогда принимаем конструктивно диаметр выходного вала компрессора:
2. Расчёт шпоночных соединений на смятие
Рабочая часть ротора и шестерня зубчатой передачи устанавливаются на валу по горяче-прессовой посадке. Такой посадки достаточно для осевой фиксации и передачи крутящего момента. Тем не менее для надёжности в соединении используются призматические шпонки.
В соединении «вал – ротор» (d = 48 мм) используется:
В соединении «вал – шестерня» (d = 36 мм) используется:
Структура условного обозначения:
где b – толщина шпонки мм; h – высота шпонки мм; t1 – глубина шпоночного паза мм. Величины b h и l назначаются в зависимости от диаметра вала d в месте установки шпонки по ГОСТ.
При проверке соединения на смятие должно выполняться условие:
Заниженное значение допускаемого напряжения смятия для стали:
Подставляя значения Т d l b и t1 проверяем выполнение условия (4.4):
- «вал – шестерня»: .
Условие (4.4) выполняется.
3. Расчёт шпонок на срез
При проверки шпонки на срез должно выполняться условие:
Заниженное значение допускаемого напряжения среза для стали:
Подставляя значения Т d l и b проверяем выполнение условия (4.5):
Условие (4.5) выполняется.
4. Расчёт зубьев колёс на контактную выносливость
Методика расчёта представлена в [8 9].
Материал зубчатых колёс – Сталь 40Х.
Термообработка – улучшение.
Твёрдость материала колёс: НВ (235 262).
Допускаемое контактное напряжение:
Подставляя значения твёрдости производим расчёт по формуле (4.6):
Расчётное контактное напряжение:
где КН – коэффициент нагрузки.
Коэффициент КН определяется по формуле:
где КНα – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; КН – коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца; КНv – динамический коэффициент.
При v = 164 мс и 7-ой степени точности КНα = 11.
При ba = 025 твёрдости НВ ≤ 350 и консольном расположении зубчатых колёс КН = 115.
Для косозубых колёс при v = 164 мс твёрдости НВ ≤ 350 и 7-ой степени точности имеем КНv = 102.
Определяем коэффициент КН по формуле (4.8):
Определяем расчётное контактное напряжение по формуле (4.7):
Проверка зубьев колёс на контактную выносливость производится по следующему условию:
Условие (4.9) выполняется: 202 МПа 514 МПа.
5. Расчёт зубьев колёс на выносливость при изгибе
Допускаемое напряжение изгиба:
Подставляя значения твёрдости производим расчёт по формуле (4.10):
Расчётное напряжение изгиба:
где Ft – окружная сила в зацеплении Н; КF – коэффициент нагрузки; YF – коэффициент учитывающий форму зуба; КFα – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; Y – коэффициент вводимый для компенсации погрешности возникающей из-за применения той же расчётной схемы зуба что и в случае прямых зубьев.
Окружная сила в зацеплении определяется по следующей формуле:
Подставляя значения Т и d производим расчёт Ft по формуле (4.12):
Коэффициент КF определяется по формуле:
где КF – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки); КFv – коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности).
При ba = 025 твёрдости НВ ≤ 350 и консольном расположении зубчатых колёс при установке валов на шариковых подшипниках КF = 124.
Для косозубых колёс при v = 164 мс твёрдости НВ ≤ 350 и 7-ой степени точности имеем КFv = 12.
Определяем коэффициент КF по формуле (4.13):
Коэффициент Y определим по формуле:
Подставляя значение угла наклона делительной линии зуба производим расчёт по формуле (4.14):
Значение коэффициента YF зависит от эквивалентного числа зубьев zv определяемого следующим образом:
При zv = 60 YF = 362.
Коэффициент КFα определим по формуле:
где α – коэффициент торцевого перекрытия; n – степень точности зубчатых колёс.
Принимая среднее значение коэффициента торцевого перекрытия α = 15 и 7-ую степень точности производим расчёт по формуле (4.15):
Определяем расчётное напряжение изгиба по формуле (4.11):
Проверка зубьев колёс на выносливость при изгибе производится по следующему условию:
Условие (4.16) выполняется: 24 МПа 256 МПа.
6. Расчёт долговечности подшипников
Ступень компрессора имеет два вала каждый из которых расположен на двух шарикоподшипниках – радиальном однорядном и радиальном сферическом двухрядном.
Шарикоподшипник радиальный однорядный 208 ГОСТ 8338 – 75.
Динамическая грузоподъёмность С = 320 кН.
Шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный 1208 ГОСТ 5720 – 75.
Динамическая грузоподъёмность С = 190 кН.
Номинальную долговечность в часах определим по формуле [9]:
где С – динамическая грузоподъёмность по каталогу кН; Р – эквивалентная нагрузка кН; р – показатель степени: для шарикоподшипников р = 3.
Для однорядных и двухрядных сферических радиальных шарикоподшипников эквивалентная нагрузка определяется по следующей формуле:
где FА – осевая нагрузка Н; FR – радиальная нагрузка Н; V – коэффициент: при вращении внутреннего кольца V = 1; е – коэффициент осевого нагружения по каталогу; КБ – коэффициент безопасности; КТ – температурный коэффициент.
Для роторного компрессора КБ =15. Принимаем КТ =1.
Максимальное значение газовой силы определяющее радиальную нагрузку будет соответствовать положению роторов в момент начала нагнетания. Радиальная нагрузка от газовых сил будет восприниматься подшипниками равномерно так как подшипники расположены симметрично относительно рабочей части ротора (т. е. каждый подшипник будет воспринимать половину нагрузки от газовой силы).
Определим максимальную газовую силу.
Длины поверхностей воспринимающих нагрузку от газовых сил (рис. 4.1):
L11 = 1297 мм; L12 = 1291 мм; L21 = 1264 мм; L22 = 1325 мм.
Величины Lij определялись в программе КОМПАС – 3D.
Длина рабочей части роторов LРОТ = 58 мм.
Площади поверхностей воспринимающих нагрузку от газовой силы:
S11 = L11 · LРОТ = 1297 мм · 58 мм = 7558 мм2;
S12 = L12 · LРОТ = 1291 мм · 58 мм = 7523 мм2;
S21 = L21 · LРОТ = 1264 мм · 58 мм = 7366 мм2;
S22 = L22 · LРОТ = 1325 мм · 58 мм = 7722 мм2.
Давление в полости всасывания р1 = 98000 Па.
Давление в полости сжатия р2 = 2600000 Па.
Газовая сила действующая на первый ротор:
Газовая сила действующая на второй ротор:
В качестве максимальной выбираем газовую силу действующую на второй ротор.
Найдём радиальную силу в зацеплении синхронизирующей передачи:
Осевая сила в зацеплении синхронизирующей передачи:
Определим максимальную радиальную нагрузку на подшипник:
Осевая нагрузка на радиальный сферический двухрядный шарикоподшипник определяется осевой силой в зацеплении синхронизирующей передачи:
Определим эквивалентную нагрузку по формуле (4.18):
- подшипник 208 ГОСТ 8338 – 75:
- подшипник 1208 ГОСТ 5720 – 75:
Найдём номинальную долговечность подшипников по формуле (4.17):
Ресурс проектируемого компрессора 25000 часов. Следовательно долговечность работы подшипников достаточна.
Выбор смазочного материала
Смазывание зубчатой передачи картерное (окунание зубчатых колёс в масло заливаемое в масляный картер). Смазывание шарикоподшипников осуществляется масляным туманом (распылением). Подобная организация смазывания деталей находит широкое применение в роторных компрессорах [6].
Выбор смазки осуществляется по величинам контактных напряжений и скорости в зацеплении [9].
При контактных напряжениях Н = 202 МПа и скорости v = 164 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 22·10-6 м2с.
Принимаем масло индустриальное И-25А с вязкостью (24 – 27)·10-6 м2с при t = 50 °С (по ГОСТ 20799 – 88 32).
Расчёт пластинчато-ребристого теплообменника
Для охлаждения сжатого воздуха в проектируемой компрессорной установке предусмотрен концевой пластинчато-ребристый теплообменник (ПРТ).
Охлаждение сжатого газа в ПРТ производится воздухом что снижает капитальные затраты (не требуется сооружения систем водоснабжения и канализации охлаждающих воду градирен и насосных станций).
ПРТ представляют собой набор унифицированных блоков объединённых общими коллекторами подвода и отвода сжатого газа. Устройство ПРТ представлено на рис. 6.1.
Рис. 6.1. Устройство ПРТ.
Секция ПРТ состоит из проставочных листов между которыми укладываются гофрированные насадки. Каналы между гофрами насадок служат для прохода охлаждаемой (охлаждающей) среды.
Насадки 2 и 4 развернуты относительно друг друга на 90° что позволяет создать два взаимно-перпендикулярных потока:
А – поток (охлаждаемый) горячей среды;
Б – поток (охлаждающий) холодной среды.
Теплообмен между потоками А и Б осуществляется посредством теплопередачи через стенку толщина которой соответствует толщине проставочных листов. Перекрестное направление потоков обеспечивает равномерный подвод охлаждающего воздуха по всей поверхности пластинчато-ребристого теплообменника.
Слои в ПРТ чередуются начиная с верхнего холодного и заканчивая нижним холодным.
Целью конструкторского расчёта ПРТ является определение требуемой поверхности теплообмена по холодному газу и располагаемой поверхности которая определяется заданными длиной теплообменника и скоростью движения охлаждаемого газа [7].
Исходные данные для конструкторского расчёта ПРТ:
- длина теплообменника L = 05 м;
- скорость потока горячего газа WГ = 5 мс;
- температура недоохлаждения ΔТ = 20 К;
- высота ячеек охлаждаемого (горячего) газа hГ = 0004 м;
- ширина ячеек охлаждаемого (горячего) газа bГ = 00035 м;
- высота ячеек охлаждающего (холодного) газа hХ = 0006 м;
- ширина ячеек охлаждающего (холодного) газа bХ = 0005 м;
- толщина гофра ГОФР = 00002 м;
- ширина уплотнительного бруска 3 = 0008 м;
- толщина уплотнительного бруска 4 = 0008 м;
- толщина верхнего и нижнего проставочных листов 1 = 0003 м;
- толщина внутренних проставочных листов 2 = 00008 м;
- коэффициент полезного действия вентилятора ВЕНТ = 045.
Требуемую площадь теплообмена определим по формуле:
где Q – тепловой поток Вт; К – коэффициент теплопередачи Вт(м2·К); ΔtСР – среднелагорифмический температурный напор К.
Найдём общий тепловой поток Q:
где QГАЗ – тепловой поток охлаждения сухого газа Вт; QКОНД – дополнительный тепловой поток обусловленный охлаждением и частичной конденсацией водяного пара содержащегося в газе Вт.
В приближённых расчётах газоохладителей принимают:
Тепловой поток QГАЗ определим по формуле:
где – массовый расход горячего газа через охладитель кгс; – средняя удельная теплоёмкость горячего газа Дж(кг·К); – температура горячего газа на входе и выходе из холодильника соответственно К.
Найдём значения температур горячего и холодного воздуха на входе и выходе из ПРТ:
Средние температуры горячего и холодного воздуха:
Найдём значения средней удельной теплоёмкости по справочнику:
Найдём массовый расход горячего газа через охладитель:
где – объёмная производительность компрессора по условиям всасывания м3с; ρН – начальная плотность всасываемого воздуха кгм3.
Подставляя из технического задания и найденное ранее значение ρН производим расчёт по формуле (6.5):
Рассчитаем тепловой поток QГАЗ по формуле (6.4):
Найдём QКОНД и общий тепловой поток Q по формулам (6.3) и (6.2):
Определим массовый расход холодного воздуха по уравнению теплового балланса:
Коэффициент теплопередачи определим по формуле:
где αГ и αХ – коэффициенты теплоотдачи на поверхности насадки со стороны охлаждаемого и охлаждающего воздуха Вт(м2·К); φ – конструктивный коэффициент принимаемый в диапазоне 10÷ 13. В приближённых расчётах принимают φ = 1.
Коэффициент теплоотдачи найдём по формуле:
где λ – коэффициент теплопроводности газа Вт(м·К); dЭ – характерный размер канала равный эквивалентному диаметру канала м; Nu – критерий Нуссельта характеризующий интенсивность перехода теплоты на границе «поток – стенка».
Определим эквивалентные диаметры каналов горячего и холодного воздуха:
Коэффициент теплопроводности найдём по эмпирической формуле:
где λ0 – значение коэффициента теплопроводности при 0 °С и 01 МПа.
Значение λ0 для воздуха находим по справочнику: .
Произведём расчёт λ по формуле (6.8):
Критерий Нуссельта найдём по эмпирической формуле:
где Re – критерий Рейнольдса характеризующий соотношение сил инерции и трения в потоке; Pr – критерий Прандтля характеризующий отношение вязкостных и температуропроводных свойств теплоносителя.
Формулы определяющие критерии Re и Pr:
где – динамическая вязкость газа Па·с; f – фронтальная площадь проходного сечения для газа м2.
Значения динамической вязкости найдём по эмпирической формуле:
где 0 – значение динамической вязкости при 0 °С и 01 МПа.
Значение 0 для воздуха находим по справочнику: .
Произведём расчёт по формуле (6.11):
Значения f найдём по формуле:
где ρ – средняя плотность теплоносителя кгм3; W – скорость потока теплоносителя мс.
Определим значения ρГ и ρХ :
Скорость потока холодного воздуха принимается в интервале (5 ÷ 20) мс. Принимаем WХ = 5 мс.
Производим расчёт f по формуле (6.12):
Произведём расчёт критериев Re и Pr по формуле (6.10):
Рассчитаем критерий Нуссельта по формуле (6.9):
Рассчитаем коэффициент теплоотдачи по формуле (6.7):
Рассчитаем коэффициент теплопередачи по формуле (6.6):
Среднелагорифмический температурный напор определим по формуле:
где Δt – поправочный коэффициент зависящий от температур теплоносителей на входе в охладитель и на выходе из него и взаимной ориентации направлений потоков охлаждаемой и охлаждающей среды.
Определим Δt по графической зависимости Δt = f(R Р) [7]:
Значение поправочного коэффициента при однократном перекрёстном токе и рассчитанных значениях параметров R и P: Δt = 092.
Определим температурный напор по формуле (6.13):
Найдём требуемую площадь теплообмена по формуле (6.1):
Площадь располагаемой поверхности теплообмена найдём по формуле:
где В – ширина теплообменника м.
Для определения ширины теплообменника произведём следующие расчёты:
где НГ и НХ – высота горячих и холодных слоёв соответственно м; nГ и nХ – количество горячих и холодных слоёв соответственно шт.
Ширина теплообменника:
Рассчитаем FРАСП по формуле (6.14):
Площадь располагаемой поверхности теплообмена FРАСП меньше требуемой площади FТРЕБ. Производим аналогичный приведённому выше расчёт изменяя значение скорости потока охлаждающего воздуха в интервале (5 ÷ 20) мс; строим графики зависимостей FРАСП(WХ) и FТРЕБ(WХ); определяем значение скорости потока охлаждающего воздуха WХ при котором выполняется условие FРАСП = FТРЕБ .
Результаты расчёта сведены в таблице № 6.1. Графики завсимостей FРАСП(WХ) и FТРЕБ(WХ) изображены на рис. 6.2.
Результаты расчёта ПРТ.
Скорость потока охлаждающего воздуха WХ при которой выполняется обозначенное выше условие равенства требуемой и располагаемой площадей поверхности теплообмена FТРЕБ и FРАСП равна 123 мс (рис. 6.2).
Рис. 6.2. Графики зависимостей FРАСП(WХ) и FТРЕБ(WХ).
Определим установочные размеры теплообменника:
Совместная работа ПРТ с вентилятором определена условием где НВЕНТ – давление воздуха в вентиляторе Па; ΔрПРТ – сопротивление ПРТ Па.
Сопротивление ПРТ найдём по формуле:
где fТР – коэффициент учитывающий трение и рассчитываемый по эмпирической формуле: .
Рассчитаем сопротивление ПРТ по формуле (6.15):
Определим мощность вентилятора:
Технология изготовления ведомого ротора
Маршрутно-технологическая карта изготовления рабочего органа ротора
Заготовительная операция. Оборудование – пресс.
Заготовка – поковка. Материал: Сталь 40Х ГОСТ 4543 – 88.
Операционно-технологические карты изготовления рабочего органа ротора
Токарная операция. Оборудование – станок токарно-винторезный.
Фрезерно-копировальная операция. Оборудование – станок фрезерно-копировальный.
Термическая операция. Оборудование – печь.
Термообработка – отжиг.
Долбёжная операция. Оборудование – станок долбёжный.
Маршрутно-технологическая карта изготовления ведомого ротора
Заготовка – пруток 55 мм длина 230 мм: .
Операционно-технологические карты изготовления ротора ведомого
Фрезерно-центровальная операция. Оборудование – станок фрезерно-центровальный.
Фрезерно-центровальная операция. Оборудование – станок фрезерно-центровальный.
Шлифовальная операция. Оборудование – станок круглошлифовальный.
Фрезерная операция. Оборудование – станок вертикально-фрезерный.
Слесарная операция. Сборка вала и рабочего органа ротора.
Технико-экономическое обоснование проекта
Тема проекта: воздушный одноступенчатый сухой роторно-шестерёнчатый компрессор с профилированным зубом в составе компрессорной установки.
Основные технические характеристики:
Номинальная мощность электродвигателя NЭД кВт
Частота вращения с учётом скольжения nC обмин
Назначение: обслуживания потребностей участков шиномонтажа и привод пневмооборудования (обдувочных и окрасочных пистолетов краскораспылителей; шлифовальных полировальных и отрезных машинок; пневмозубила пневмогайковёртов пневмодрелей и др.).
Методика технико-экономического обоснования проекта приведена в [13].
Приближённая стоимость компрессора:
(Стоимость аналога – воздушного электрического шестерёнчатого компрессора 12ВФ-1518СМ2У3 48000 руб.)
Стоимость КИП и запасных частей:
ЦДОП = 005·50000 руб. = 2500 руб.
Стоимость электродвигателя АИР100L2У3:
Стоимость упругой втулочно-пальцевой муфты:
Капитальные затраты на компрессорную установку с учётом монтажа и транспортировки:
ЦКУ = (50000 + 2500 + 5400 +3000) ·(1 + 010 + 005) = 70035 руб.
Оценка ежегодных эксплуатационных расходов
1. Расходы на содержание обслуживающего пересонала
Численность рабочих: nРАБ = 1 чел.
Средняя заработная плата рабочего: ЦЗП = 20000 рубмес.
Расходы на содержание персонала: ЦП =12 ·20000 · 1 = 240000 рубгод .
Отчисление на социальное страхование : ЦЕСН = 240000 · 034 = 81600 руб.
Оплата труда: ЦТР = 240000 + 81600 = 321600 рубгод.
2. Расходы на электроэнергию
Годовой ресурс рабочего времени: ТГОД = 52 · 5 · 8 · 05 = 1040 чгод.
(52 недели по 5 рабочих дней; 8-ми часовые смены).
Средний коэффициент использования пневмооборудвания: КИ = 05.
Тариф на электроэнергию: ЦЭ = 36 руб(кВт·ч).
Расходы на электроэнергию: ЦЭЭ = 36 · 1040 · 55 = 20592 рубгод.
3. Расходы на смазочные материалы
Для смазки синхронизирующей зубчатой передачи и шарикоподшипников используется масло И-25А.
Масло отпускается в бочках: 200 л по цене 5200 руб.
Кол-во масла заливаемого в картер: VМ = 04 л.
Замена масла осуществляется через 1 год эксплуатации компрессора.
Расходы на смазочные материалы: ЦСМ = 04 · 5200 200 = 104 рубгод.
4. Амортизационные отчисления
Норма амортизации на срок эксплуатации 5 лет: NA = 20 % .
Годовые отчисления: ЦА = 20 · 70035 100 = 14007 рубгод.
5. Расходы на текущий ремонт
ЦР = 005 · 70035 = 350175 рубгод.
6. Суммарные эксплуатационные расходы
ЦЭКС = ЦТР + ЦЭЭ + ЦСМ + ЦА + ЦР
ЦЭКС = 321600 +20592 + 104 + 14007 + 350175 = 35911115 рубгод.
Результат внедрения проекта
Выручка от производства сжатого воздуха:
В = · ТГОД · Цм3 = (2 · 60) · 1040 · 4 = 499200 рубгод
где – производительность компрессора м3ч; ТГОД – годовой ресурс рабочего времени чгод; Цм3 – средняя цена кубометра сжатого воздуха для привода пневмоинструмента рубм3.
П = В – ЦЭКС = 374400 – 35911115 = 14008885 рубгод.
Чистая прибыль (с учётом налога на прибыль 20 %):
ЧП = П · (1 - 02) = 11207108 рубгод.
Срок окупаемости компрессорной установки:
ТО = ЦКУ ЧП = 70035 11207108 = 0625 год = 75 мес.
Экономическая эффективность
Произведём сравнение спроектированного компрессора с винтовым компрессором ВК-55М (используемым также для обслуживания потребностей участков шиномонтажа и привода пневмооборудования) по затратам мощности.
Компрессор ВК-55М – 15 кВт на 2 м3мин т. е. 75 кВт(м3мин).
Спроектированный компрессор – 275 кВт(м3мин).
Мощность компрессора ВК-55М определена для получения давления нагнетания 10 атм. Однако для произведения покрасочных работ и привода пневмоинструмента часто достаточно давления порядка 25 атм. Для пересчёта мощности компрессора ВК-55М воспользуемся следующей формулой:
Экономический эффект от внедрения проекта:
Спроектированный роторно-шестерёнчатый компрессор с профилированным зубом обеспечивает потребности участка шиномонтажа с меньшими затратами чем компрессор ВК-55М. Спроектированный компрессор окупается за 75 месяцев.
Обеспечение безопасности при эксплуатации
Тема раздела – обеспечение безопасности при эксплуатации переносной компрессорной установки предназначенной для сжатия воздуха.
Характеристика компрессорной установки
Компрессорная установка представляет собой воздушный одноступенчатый зубчатый компрессор без подачи смазки в рабочую полость (сухой) с давлением всасывания 01 МПа и давлением нагнетания 025 МПа. Температура газа на входе в компрессор 20 °С. Привод компрессора осуществляется от электродвигателя АИР100L2У3 номинальной мощностью 55 кВт с частотой вращения 3000 обмин. Компрессор полностью уравновешен.
Компрессорную установку планируется использовать в различных помещениях (производственный цех машинный зал гараж и т. д.).
При эксплуатации проектируемой компрессорной установки присутствуют опасные и вредные производственные факторы следующего характера:
- наличие быстровращающихся элементов (ротор n = 2850 обмин);
- опасность поражения электрическим током (эд АИР100L2У3 кабели);
- наличие ёмкостей и трубопроводов работающих под давлением (25 атм);
- наличие высоких температур – опасность получения ожогов (124 °С);
- повышенная пожароопасность (масло);
- вредные выбросы (пары масла);
- повышенный уровень шума вызванный наличием вращающихся узлов (электродвигатель роторы) и неоднородностью и нестационарностью рабочего процесса (хлопки на нерасчётных режимах);
- общая вибрация (возможная неуравновешенность роторов);
- возможное недостаточное освещение;
- возможный неблагоприятный микроклимат.
Общие требования безопасности
Требования безопасности при эксплуатации компрессорного оборудования определены в соответствии с ГОСТ 12.2.061 – 81 «Оборудование компрессорное. Общие требования безопасности».
Общие требования безопасности (требования к рабочему месту к системе управления к средствам защиты) устанавливает ГОСТ 12.2.003 – 91 «ССБТ. Оборудование производственное. Общие требования безопасности».
Общие требования к рабочим местам (размерные характеристики рабочего места размещение объектов отображения информации взаимное расположение элементов рабочего места) при выполнении рабо в положениях стоя и сидя устанавливаются по ГОСТ 12.2.032 – 78 «Рабочее место при выполнении работ стоя и сидя».
Нормирование ОПФВПФ и меры защиты
Для устранения или уменьшения влияния опасных и вредных производственных факторов на человека принимают следующие меры:
Корпус компрессора выполнен обтекаемой формы; отсутствуют острые выступающие части.
На корпусе имеются приспособления для стропления создающие условия для удобной и безопасной транспортировке компрессора.
Место забора газа защищено от попадания влаги пыли и посторонних предметов воздушным фильтром.
Все трубопроводы (масло воздух) имеющие высокую температуру проложены в труднодоступных местах компрессорной установки.
Трубопроводы по всей длине окрашены в соответствии с ГОСТ 14202 – 69 в установленные цвета: воздуховод – синий маслопровод – коричневый. Все трубопроводы имеют стрелки указывающие направление движения.
Все горячие поверхности закрыты теплоизолирующими кожухами позволяющими проводить внешний осмотр работающего компрессора. Температура наружной поверхности кожухов во время работы не превышает 45 °С согласно СНиП 2.0414 – 88 «Тепловая изоляция трубопроводов и оборудования». Пуск компрессора без защитных кожухов запрещается.
Компрессорная установка снабжена аппаратурой КИП системой защиты и блокировки. КИП установлены на панели управления. Управление компрессора – местное.
- манометр для измерения давления всасывания;
- манометр для измерения давления нагнетания;
- термометр для измерения температуры на нагнетании;
- термометр для измерения температуры масла в компрессоре.
Средства автоматической защиты воздействуют на остановку агрегата в следующих случаях:
- температура нагнетания выше 160 °С;
- температура масла в картере выше 60 °С.
Для смазывания синхронизирующей зубчатой передачи применяется масло И-25А с температурой вспышки 180 °С [9].
Компрессорная установка оснащена средствами предупредительной сигнализации:
- при приближении температуры масла к 60 °С;
- при приближении температуры нагнетания к 160 °С;
- при приближении давления нагнетания к 03 МПа.
Компрессорная установка снабжена предохранительным клапаном с помощью которого автоматически стравливаются излишки воздуха в атмосферу при возрастании давления нагнетания выше 03 МПа.
Всё комплектующее оборудование отвечает требованиям правил эксплуатации электроустановок во взрывоопасном помещении. Все кабели уложены в кабельные каналы. Электрооборудование имеет защитное заземление токоведущих частей. Предусмотрено также зануление для защиты человека от поражения электрическим током. К нулевому проводу запрещается подключать какие-либо приборы. Нулевой провод должен быть заземлён многократно. R0 4 Ом. Время срабатывания предохранителей 01 с.
В соответствии с СанПиН 2.2.4.548 – 96 «Гигиенические требования к микроклимату производственных помещений» устанавливаются оптимальные и допустимые метеорологические условия для рабочей зоны. Температура воздуха в рабочем помещении летом 15 18 °С зимой 18 21 °С. Относительная влажность воздуха составляет 40 60 % независимо от времени года. Скорость движения воздуха на рабочем месте не более 03 мс.
Комперссор установлен на виброизолирующих прокладках. Уровень вибрации сводится к минимуму за счёт динамической балансировки роторов. Технические нормы вибрации определяются по ГОСТ 12.1.012 – 90 (1996) «Вибрационная безопасность. Общие требования». Допустимый уровень на рабочем месте составляет 02 дБ; среднеквадратичное значение виброскорости до 2ммс.
Общая освещённость помещения с оборудованием в соответствии с СНиП 23-05 – 95 «Естественное и искусственное освещение» предусматривается не менее 200 люкс при использовании люминесцентных ламп. Проводимые работы относятся к средней точности: разряд работ IV подразряд Г. При работе с приборами на пульте управления рабочее место освещается по III разряду зрительных работ. Освещённость составляет 400 люкс. Освещённость участков где работа не производится составляет 50 люкс. Напряжение сети 380220 В.
Общие требования к пожарной безопасности устанавливаются в соответствии с ГОСТ 12.1.004 – 91(1996) «ССБТ. Пожарная безопасность. Общие требования».
Причинами пожара могут быть короткое замыкание перегрузка проводов сети. Для обеспечения пожарной безопасности электрические сети рассчитываются в соответствии с ПОТ РМ-016 – 2011 которые предусматривают выбор необходимых сечений проводов их изоляции защиты предохранительными устройствами в зависимости от нагрузки сети и категории помещения в котором оборудуется электропроводка.
Дополнительные средства пожаротушения:
- пенные огнетушители ОХП – 10;
Персонал работающий на компрессорной установке должен быть обучен и аттестован на знание правил эксплуатации один раз в год. На рабочем месте всегда должна находиться инстукция по пуску остановке и эксплуатации компрессорной установки.
Расчёт теплоизоляционного покрытия выходного патрубка компрессора
Схема расчёта приведена в [14].
В качестве теплоизоляционного покрытия выбираем извесково-кремнистые сегменты.
Коэффициент теплопроводности материала изоляции:
где tСР – средняя температура слоя изоляции °С.
где tТЕПЛ – температура теплоносителя °С; tИЗ – температура наружной изоляции °С.
В спроектированном компрессоре tТЕПЛ = 124 °С.
По СНиП 2.04.14 – 88 tИЗ = 45 °С.
Подставляя значения tТЕПЛ и tИЗ производим расчёт по формуле (9.2):
Подставляя значения tСР производим расчёт по формуле (9.1):
Коэффициент теплоотдачи на поверхности изоляции:
где tВ – температура воздуха в помещении где эксплуатируется компрессорная установка °С.
Принимаем tВ = 20 °С.
Подставляя значения tСР и tИЗ производим расчёт по формуле (9.3):
Диаметр теплоизоляционного слоя dИЗ определим используя соотношение:
где dН – диаметр выходного патрубка м.
В спроектированной компрессорной установке dН = 65 мм.
Подставляя значения dН tТЕПЛ tИЗ tВ α и λ в (9.4) численно находим dИЗ :
Определим толщину теплоизоляционного слоя ИЗ :
Для обеспечения температуры наружной изоляции tИЗ = 45 °С необходима и достаточна изоляция толщиной 19 мм.
Яминский В. В. Роторные компрессоры. М. Машгиз 1960. – 223 с.: ил.
Ротационные компрессоры. Пр А. Г. Головинцова. М. Машиностроение 1964. – 314 с.: ил.
Диментов Ю. И. Прилуцкий И. К. Винтовые компрессоры – Учебное пособие. Л. ЛПИ 1978. – 69 с.
Сакун И. А. Винтовые компрессоры. Л. Машиностроение 1970. – 400 с.
Ротационный пластинчатый компрессор: Метод. указания к курсовому проекту Сост. О. Ю. Устюшенкова В. Б. Здалинский Б. С. Хрусталёв; СПб Гос. техн. ун-т; СПб 1999. – 28 с.
Механические вакуумные насосы Е. С. Фролов И. В. Автономова В. И. Васильев и др. М.: Машиностроение 1989. – 288 с.: ил.
Поршневые компрессоры: Учеб. пособие для студентов вузов обучающихся по специальности «Холодильные и компрессорные машины и установки» Б. С. Фотин И. Б. Пирумов И. К. Прилуцкий П. И. Пластинин; Под общ. ред. Б. С. Фотина. – Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние 1987. – 372 с .:ил.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 1985 – 416 с. ил.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учашихся машиностроительных специальностей техникумов С. А. Чернавский К. Н. Боков И. М. Чернин и др. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.: ил.
Детали машин. Справочные материалы по проектированию Сост. Ю. Н. Макаров В. И. Егоров А. А. Ашейчик Р. Д. Макарова; СПб. гос. техн. ун-т. Санкт-Петербург 1995. 76 с.
И. А. Максименко О. Ю. Устюшенкова. Анализ влияния геометрии профиля и параметров газораспределительных органов на массообмен и интегральные характеристики роторного компрессора XL Неделя науки СПбГПУ: материалы международной научно-практической конференции. Ч. III. – СПб. : Изд – во Политехн. ун-та 2011. – 164 с.
Анухин В. И. Допуски и посадки. Выбор и расчёт указание на чертежах: Учеб. пособие. 2-ое изд. перераб. и доп. СПб.: Изд-во СПбГТУ 2001. 219 с.
Экономическое обоснование курсовых и дипломных проектов: Метод указ. СамГТУ. Сост. Б.А. Колошлин. А.А. Терешин. Самара. 2000. 16 с.
Безопасность жизнедеятельности. Безопасность и охрана труда : методич. указания сост.: Т. Т. Каверзнева Я. А. Лисочкин – СПб.: Изд-во Политехн. ун-та 2011. – 51 с.
ГОСТ 12.2.061 – 81 «Оборудование компрессорное. Общие требования безопасности».
ГОСТ 12.2.003 – 91 «ССБТ. Оборудование производственное. Общие требования безопасности».
ГОСТ 12.2.032 – 78 «Рабочее место при выполнении работ стоя и сидя».
СНиП 2.0414 – 88 «Тепловая изоляция трубопроводов и оборудования».
СанПиН 2.2.4.548 – 96 «Гигиенические требования к микроклимату производственных помещений».
ГОСТ 12.1.012 – 90 (1996) «Вибрационная безопасность. Общие требования».
СНиП 23-05 – 95 «Естественное и искусственное освещение».
ГОСТ 12.1.004 – 91(1996) «ССБТ. Пожарная безопасность. Общие требования».
ПОТ РМ-016 – 2011 «Межотраслевые правила по охране труда при эксплуатации электроустановок».
Значения давления температуры и условной плотности газа
для расчёта расхода внутренних притечек.
Значения условной плотности газа для расчёта
расхода внутренних утечек через уплотнения.
Расчёт расхода притечек через торцевую щель «зуб – корпус».
Продолжение таблицы №8.
Расчёт расхода притечек через торцевую щель «ротор – корпус».
Продолжение таблицы №9.
Расчёт расхода притечек через радиальную щель «зуб – корпус».
Продолжение таблицы №10.
Расчёт расхода притечек через профильный зазор между роторами.
Продолжение таблицы №11.
Расчёт расхода утечек через щелевые уплотнения.
Продолжение таблицы №12.

Ведомый ротор.cdw

РШК.cdw

Роторно-шестерёнчатый
профилированным зубом
Неуказанные предельные отклонения размеров Н14
Все размеры даны для справок
Литейные радиусы не указаны.
Проверить взаимное расположение роторов компрессора.
а. непараллельность осей роторов не более 0.01 мм
б. перекос осей роторов не более 0.01 мм
Допустимое смещение для соединяемых муфтой валов
а. Осевое не более 2 мм
б. Радиальное не более 0
в. Угловое не более 0
После сборки проверить плавность и легкость вращения

Схема компрессорной установки.cdw

Ведомый ротор (спец.).cdw

Тех.- эк. обоснование.cdw

Технико-экономическое
Экономический эффект
Объёмная производительность
по условиям всасывания
всасываемого воздуха
нагнетаемого воздуха
Капитальные затраты на
компрессорную установку
Приближённая стоимость

РШК. Общий вид.cdw

Роторно-шестерёнчатый
компрессор (общий вид)
Неуказанные предельные отклонения размеров Н14
Все размеры даны для справок
Литейные радиусы не указаны.

Изменение геометрии профиля.cdw

Изменение угловой толщины зуба по окружности выступа
Изменение относительной величины радиуса окружности выступа
Изменение радиуса начальной окружности профиля

Принцип действия.cdw

. Открытие окна всасывания.
. Всасывание газа по одну сто-
нагнетание - по другую.
. Открытие окна нагнетания.
. Закрытие окна всасывания.
. Закрытие окна нагнетания.

ПРТ.cdw

прохода горячего газа
прохода холодного газа
- внешний проставочный лист
- внутренний проставочный лист
- уплотнительный брус
- гофрированная насадка для
прохода охлаждающего воздуха
прохода охлаждаемого воздуха
Поток 1 - охлаждаемый поток
Поток 2 - охлаждённый поток
Поток 3 - охлаждающий поток
пластинчато-ребристый

РШК (спец.).cdw

Роторно-шестерёнчатый
профилированным зубом
Муфта упругая втулочно-пальцевая
Крышка торцевая левая
Крышка торцевая правая
Крышка картера левая
Крышка картера правая
Рабочий орган ротора
Шестерня ведомого ротора
Ступица шестерни ведущего ротора
Зубчатый венец шестерни ведущего ротора
Крышка прижимная сквозная
Втулка щелевого уплотнения
Кольцо маслоразбрызгивающее
Пробка-отдушина заливная М20х1
Пробка сливная М16х1
Прокладка уплотнительная резиновая
Прокладка уплотнительная картон.
Винт М6х18 ГОСТ 7805-70
Гайка М6 ГОСТ 5927-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Гайка М33 ГОСТ 11871-88
Манжета 1.1-28х50 ГОСТ 8752-79
Подшипник 208 ГОСТ 8338-75
Подшипник 1208 ГОСТ 5720-75
Рым-болт М8 ГОСТ 4751-73
Шайба 6 ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шайба 33 ГОСТ 11872-89
Шпилька М6х20 ГОСТ 22035-76
Шпилька М12х60 ГОСТ 22034-76
Шпонка 10х8х25 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х40 ГОСТ 23360-78
Штифт 6х18 ГОСТ 3128-70
Прокладка регулировачная стальная
Штифт 12х40 ГОСТ 3128-70

Профиль рабочего органа.cdw

Расположение профиля относительно
образующих профиль ротора
ВС - дуга окружности
СD - элемент эпитрохоиды
DE - дуга окружности
EF - элемент эпитрохоиды
FG - криволинейный участок
при вращении роторов
сопрягаемый с участком АВ
GA - дуга окружности
Сопряжение профилей роторов

Схематизация щелей.cdw

- торцевые щели "зуб-корпус
- радиальные щели "зуб-корпус
- торцевые щели "ротор-корпус
- профильный зазор между роторами
ТОРЦЕВАЯ ЩЕЛЬ "РОТОР-КОРПУС
ПРОФИЛЬНЫЙ ЗАЗОР МЕЖДУ РОТОРАМИ
ТОРЦЕВАЯ ЩЕЛЬ "ЗУБ-КОРПУС
РАДИАЛЬНАЯ ЩЕЛЬ "ЗУБ-КОРПУС
Виды щелей в зубчатом компрессоре