Чертёж и расчет. Компрессор центробежный общего назначения К890

K890 gotov.dwg

Технические требования 1. Наружнюю поверхность компрессора покрыть эмалью ПФ-115
цвет серый (ГОСТ 6465-76). 2.Между крышкой и вкладышем подшипника обеспечить зазор 0
мм подбором прокладок под сухари. При окончательной сборке плоскость разъема крышек подшипников покрыть герметиком. 3.В шпоночном соединении обеспечить боковой зазор 0
мм пропиловкой направляющей шпонки. 4.Несовпадение контуров каналов патрубков корпуса с осями каналов колен не более 1 мм. 5.Каждая закладная деталь верхней половины корпуса крепится 3-мя винтами. 6.Посадочные поверхности закладных деталей должны быть обращены в сторону высокого давления.
Ось вкладыша опроно-упорного подшипника
Ось вкладыша опорного подшипника
Техническая характеристика
Сжимаемый газ - нефтяной газ
Производительность - 880 м3мин
Начальное давление - 0
Конечное дваление -0
Частота врвщения - 5635 обмин
Потребляемая мощность -11
Технические требования
Между крышкой и вкладышем подшипника обеспечить зазор
мм подбором прокладок под сухари. При окончательной
сборке плоскостьразъема крышек подшипников покрыть герметиком.
В шпоночном соединении обеспечить боковой зазор 0
припиловкой направляющей шпонки.
Несовпадение контуров каналов патрубков корпуса с осями каналов
колен не более 1 мм.
Каждая закладная деталь верхней половины корпуса крепится двумя
симметрично расположенными винтами
Посадочные поверхности закладных деталей должны быть обращены
в сторону высоког давления
Наружную поверхность компрессора покрыть эмалью ПФ - 115
серый (ГОСТ 6465 - 76)
КП-2068998-36-13-10-00.000СБ
Компрессор центробежный продольный разрез
КП-2068998-36-11-10-00.000СБ

спецификация1.dwg

КП-2068998-35-13-10-00.000
Корпус нижняя половина
Корпус верхняя половина
Всасывающий патрубок
Диафрагма 1 ступени
Опорно-упорный подшипник
Корпус опорно-упорного
КП-2068998-36-13-10-00.000

Моя записка.doc

Министерство образования Российской Федерации
Омский государственный технический университет
Компрессорные и холодильные машины и установки
Пояснительная записка
Расчет и проектирование центробежного компрессора.
Руководитель проекта
Подготовка данных для проектирования4
2Техническое задание5
Предварительный расчет центробежного компрессора5
1.Определение числа промежуточных охлаждений5
2.Определение параметров газа на входе и выходе секции для 6
выбранного варианта охлаждения
3.Предварительный расчет основных параметров компрессора 8
4.Предварительный расчет КПД ступеней компрессора10
Окончательный газодинамический расчет основных
параметров центробежного компрессора12
Используемая литература 25
Выполнение курсового проекта способствует закреплению углублению и обобщению теоретических и прикладных знаний полученных студентами при изучении дисциплины «Теория расчет и конструирование компрессорных машин динамического действия».
Целью курсового проектирования является применение полученных знаний к решению конкретной инженерной задачи а именно проектированию центробежного компрессора.
В практике отечественного компрессоростроения наиболее широкое распространение получили три метода газодинамического расчета центробежных компрессоров:
Метод НЗЛ (Невский завод им. В.И. Ленина) применяющийся для расчета одно- и многоступенчатых компрессоров стационарного типа с закрытыми рабочими колесами;
Компрессоры применяются в цветной и черной металлургии в машиностроении строительстве в водном воздушном и железнодорожном транспорте в химической и нефтяной промышленности. Наибольшее распространение получили осевые и центробежные компрессора.
Подготовка исходных данных.
При расчете принимаем следующие допущения.
Рабочий газ является совершенным т.е. подчиняется термическому и калорическому уравнениям состояния.
Изобарная теплоемкость считается постоянной в течение всего процесса сжатия в проточной части и определяется по средней температуре в интервале температур газа проектируемой машины.
Параметры газа (Р Т С W) определяются только в контрольных сечениях проточной части.
Параметры газа (Р Т С W) считаются осредненными в пределах данного контрольного сечения и все остальные термогазодинамические и энергетические параметры определяются через осредненные значения этих параметров.
Расчет ведется только для одного расчетного режима соответствующего максимальному КПД.
Не учитывается теплообмен между корпусом компрессора и внешней средой а также между ступенями компрессора.
1.Объемная производительность по условиям всасывания –
2.Начальное давление газа – Рнм = 0157 МПа
3.Степень повышения давления газа м = РкмРнм=52
5.Начальная температура газа – Тнм= 288 К
Сжимаемый газ – нефтяной газ;
Плотность газа на входе в компрессор согласно уравнению состояния идеального газа =134 кгм3.
Массовая производительность компрессора = 197 кгс.Таблица 1
Изобарная теплоем-кость
2 Техническое задание на проектирование
)Наименование и область применения центробежного компрессора. Компрессор центробежный общего назначения К890 – 121 – 1 предназначен для сжатия нефтяного газа на газоперекачивающих заводах
)Технические требования к разрабатываемому компрессору:
a)газодинамическая схема проектируемого компрессора – однопоточная с расположением рабочих колес на одном валу без внешнего перепуска;
b)компрессор выполняется с промежуточным охлаждением в выносных газоохладителях;
c)тип привода – синхронный электродвигатель
d)всасывающие и нагнетательные патрубки компрессора обращены вниз;
e)требования по уровню технологичности и унификации – нет.
Предварительный расчет центробежного компрессора
При оценке экономической эффективности от применения охлаждения необходимо помнить о том что этот расчет является ориентировочным так как он учитывает влияние только двух факторов:
- уменьшение работы затрачиваемой на сжатие газа вследствие снижения его температуры;
- появление дополнительных потерь давления в межступенчатых коммуникациях.
Оптимальное число охлаждений должно быть установлено с учетом других факторов таких как увеличение эксплуатационных расходов связанных с обеспечением циркуляции охлаждающей жидкости и капитальных затрат из-за увеличения габаритов массы и стоимости компрессорной установки.
С учетом перечисленных факторов рекомендованы [10] минимальные значения прироста эффективности DЭmin (табл. 2а) от введения каждого последующего охлаждения ниже которого промежуточное охлаждение применять не следует а при превышении этого значения вопрос об охлаждении может быть рассмотрен с учетом дополнительных факторов.
Величина эффективности Э определяемая в п. 13 табл. 2 возрастает с увеличением степени повышения давления pм и показателя адиабаты k.
1. Определение числа промежуточных охлаждений Таблица 2
По результатам расчетов можно сделать следующий вывод. С учетом дополнительных эксплуатационных затрат на содержание холодильника и удорожания компрессорной установки в целом считаем целесообразным применение для данного компрессора без промежуточного охлаждения т.е. компрессор выполняем с одной секцией
2. Определение параметров газа на входе и выходе секции
для выбранного варианта охлаждения
Целью расчета является окончательное распределение степени повышения давления по секциям для выбранного варианта охлаждения и расчет параметров газа (давления температуры плотности) на входе и выходе секций.
Определение параметров газа на входе и выходе секции Таблица 3
pсI - pс(z-1) (из табл 2);
для последней секции
Для 1 секции Pнс = Pнм - задано
для последней секции Рк(z)=Pкм
для 1 и (z-1) секций Hic из табл. 2 для последней секции
Для 1 секции ТнсI = Тнм – задано;
Потребляемая компрессором мощность составит:
Здесь hмех – механический КПД которым задаемся: hмех = 098:
3. Предварительный расчет основных параметров компрессора
Целью расчета является определение числа ступеней каждой секции число оборотов компрессора а также основных параметров (U2 D2 b2D2 MC2 a2 и т.д.) первой и последней ступеней каждой секции компрессора. Для начала расчета задаются углом выхода лопаток первой и последней ступени секции и соответствующими этим углам значениями коэффициентов расхода j2 и числа лопаток на выходе z2 .
Предварительный расчет основных параметров компрессора
Определяемый параметр
Последняя ступень (ic)
Округляем ic' до целого числа
или распределяем U2 по ступеням выдерживая условие
если частота вращения ротора не задана
Задается для первой ступени
округляется до требуемого значения
4. Предварительный расчет КПД ступеней компрессора
Целью расчета является предварительное определение КПД первой и последней ступени секций компрессора на основе задания КПД отдельных элементов ступени.
Предварительный расчет КПД ступеней компрессора
Последняя ступень (z)
- для закрытых рабочих колес
hп = h*пк - Dh 2-4 - Dh 4-0
Окончательный газодинамический расчет основных парамеров
центробежного нагнетателя
Целью расчета является определение основных конструктивных параметров всех ступеней а также расчет термодинамических параметров газа (Р Т С) в контрольных сечениях проточной части (0-0 1-1 2-2 3-3 4-4 0-0).
Окончательный газодинамический расчет основных параметров
Задается DвтD2 = 015-030
Задаемся kС = 105-115
Задается kD = 10-104
Для 1-й ступени секции задаемся
для остальных ступеней рассчитываем
для 1-й ступени секции
DнD2 = (095-108)×(DнD2)w m
- для остальных ступеней
Для 1-й ступени секции задается r0»rнс
- для 1-й ступени секции;
для остальных ступеней C0= C0 из п. 99
для остальных ступеней Т0= Т0 из п. 100
- для 1-й ступени секции; для остальных ступеней Р0= Р0 из п. 101
- для 1-й ступени секции; для остальных ступеней
Сравниваем с п. 5 табл. 5
где - из п. 29 табл. 5
где - из п. 13 табл. 5
- где - из п. 33 табл. 5
где k5 = 20 – для ступеней с ЛД
Сборная камера с комбинированным сечением
Параметры bл2 j2 z2 для первой и последней ступеней секции были заданы ранее в табл. 4. для промежуточных ступеней секции принимаем те же самые значения параметров bл2 j2 z2.
Коэффициент теоретического напора в п. 4 табл. 6 для закрытых рабочих колес с углом bл2 =45° определяем по формуле А. Стодолы.
Принимаем гибкий ротор для турбокомпрессора. Далее в п. 10 табл. 6 задаемся отношением DвтD2 после выбора диапазона работы ротора по отношению к критическим частотам вращения.
Вал имеет насадные втулки то м.
В п. 13 табл. 6 т.к. значение плотности для 1-й ступени секции задаемся
e0 = 098для остальных ступеней рассчитываем Для окончательного выбора отношения DнD2 в п. 15 принимаем что изменение этого параметра в пределах 13 % от определенного в п. 14 значения практически не влияет на потери. В п. 14 принято допущение что e0 » e1.
Для последующих ступеней секций порядок определения отношения DнD2 может быть другой. После расчета для предыдущей ступени в п. 98 табл. 6 площади входного сечения РК F0 определяем по п. 15 DнD2 а затем проверяем укладывается ли полученное значение в пределы задаваемые условием .
Величина втулочного отношения nвт вычисляемого в п. 18 табл. 6 находиться в рекомендуемых [1] пределах 035-07 (для первых ступеней nвт = 035-05).
Для повышения точности расчета проводим с п. 20 по п. 27 итерационный расчет плотности r0 методом последовательных приближений.
С п. 28 по п. 31 табл. 6 рассчитываем угол потока в относительном движении b1 при входе на лопатки РК затем с учетом допускаемого угла атаки i1 = 1° определяем угол установки лопаток на входе в РК bл1. Предполагая что ступени не оснащены устройствами закручивающими поток перед РК т.е. С1=Сr1.
Окончательный выбор числа лопаток РК при известных его размерах основывается на выборе оптимальной густоты решетки лопаток Bt . Для РК с одноярусной решеткой оптимальное число лопаток определяем по формуле:
где (Bt)опт = 28– оптимальная густота решетки РК по рекомендациям НЗЛ [7].
В п.п. 37 и 38 табл. 6 уточняю значения коэффициентов bпр и bтр с учетом известных размеров РК.
В п. 41 при расчете полной температуры во 2-м сечении для 1-х ступеней секций принимаю где берется из п. 12 табл. 3; для остальных ступеней секции принимаю где берется из расчета предыдущей ступени т.е. из п. 39 табл. 6. Предположение что справедливо для теплоизолированных ступеней к которым можно отнести неохлаждаемые ступени компрессорных машин [1].
В п. 46 табл. 6 уточняем значение политропного КПД рабочего колеса по ранее заданному в п. 29 табл. 4 значению полного КПД h*пк полученное значение сравниваю с п. 30 табл. 4.
В п. 51 уточняем отношение b2D2 на основании рассчитанных в п. 9 и п. 50 табл. 6 ширины и диаметра РК на выходе и сравниваем с с п. 5 табл. 5.Погрешность составляет 1%.
Число Маха MС2 определенное в п. 52 табл. 6 не превышает предельные значения: для закрытых РК с bл2 =45° MС2 06.Определение температур газа в сечениях 3-3- и 4-4 в п. 54 и п. 63 табл. 6 основано на том же допущении что и в п. 41 табл. 6 т.е. .
Коэффициент учитывающий потери момента количества движения lПК определяем в п. 77 табл. 6. Поправочный коэффициент k5 принимаем на основании опытных данных. Коэффициент динамической вязкости для смеси газов в сечении 4-4 определяем по формуле Сазерленда
где С=287 – постоянная Сазерленда; m273=834*106 Па*с - коэффициент динамической вязкости газа при 0°С; Т – температура газа в сечении 4-4.
Диаметром D6 является диаметр на выходном участке ОНА перед началом поворотного участка его в меридиональной плоскости [2]. Как правило D6 » D1. Лопатки ОНА заканчиваются не на диаметре D6 а в пределах поворотного участка 6-0 который выполняется с небольшой конфузорностью C0'C6 » 103 с целью снижения потерь на входе в РК следующей ступени. Угол установки лопаток ОНА на диаметре D6: aл6 = 90°.
С 95 по 99 пп. рассчитываем параметры газа на входе в следующую ступень секции (F0' C0' Т0 Р0 r0) которые являются исходными данными для расчета следующих ступеней.
В п. 100 табл. 6 производим окончательный расчет политропного КПД промежуточных ступеней значение которого сравниваем с ранее полученным в п. 31 табл. 5.
Площадь F0' определенная в п. 94 (табл. 6) является площадью входного сечения колеса следующей ступени. Параметры потока рассчитанные с п. 95 по п. 98 для сечения 0 являются исходными данными для расчета следующих ступеней.
Политропный КПД первых ступеней секций отличается от первоначально принятого в п. 7 (табл. 4) на 04%. Считаем что расчеты выполнены с приемлемой точностью.
В качестве выходного устройства выбираем сборну камеру с комбинированным поперечным сечением. Такая сборная камера является наиболее совершенной однако сложна в изготовлении
Численным методом производится решение трансцендентного уравнения в п. 106 (табл. 6) при определении отношения наружного радиуса улитки к ее внутреннему радиусу RнRвн для пяти значений углов разворота поперечного сечения улитки.
Скорость газа при входе в нагнетательный патрубок получена для первой и второй секций соответственно 2747 и 2712 мс тогда как заданное значение для обеих секций 30 мс т.е. погрешность составила 97 %.
Давление в сечении 7-7 на выходе из камеры секции I: P =797389Па несколько ниже (на 2%) конечного давления определенного исходными даными Рк=818149Па.
Цилиндр низкого давления центробежного компрессора типа К890-121-1 предназначенного для сжатия нефтяного газа на газоперекачивающих заводах.
Компрессор выполнен двухцилиндровым двенадцатиступенчатым с шестью ступенями сжатия в каждом цилиндре. Газ между цилиндрами охлаждается в выносном аппарате воздушного охлаждения. Герметичность цилиндров компрессора обеспечивается концевыми уплотнениями торцевого типа.
Компрессор приводится во вращение синхронным двигателем типа СТДП-12500-2У4 мощностью 12500 кВт частотой вращения 3000 обмин напряжением 6000 или 10000 В с бесщеточным возбудительным устройством закрытый продуваемый под избыточным давлением.
Для повышения частоты вращения роторов цилиндров компрессора используются редукторы которые выполнены одноступенчатыми горизонтального типа с двухсторонним спиральным зубчатым зацеплением.
Редукторы с роторами цилиндров компрессора и с электродвигателем соединены зубчатыми муфтами.
Цилиндр низкого давления и редуктор расположенный между электродвигателем и цилиндром низкого давления собраны на общей фундаментной раме и образуют блок ЦНД.
Смазочная система обеспечивающая подачу масла на подшипники агрегата зубчатые зацепления редуктор торцевые уплотнения и органы зашиты включает в себя масляный бак маслоохладители с фильтрами пусковые смазочные насосы и другие элементы выполненные в блочном исполнении а также трубопровод смазки.
Компрессор может работать на газе с широким изменением плотности газа от 0857 до 112 кгм3 за счет установки сменной зубчатой пары редуктора цилиндра высокого давления.
Используемая литература
Ваняшов А.Д. Теория расчет и конструирование компрессорных машин динамического действия- Омск: Изд. ОмГТУ 2008. – 164с.
Ваняшов А.Д. Кустиков Г.Г. Расчет и конструирование центробежных машин динамического действия :Методические указания для курсового проектированию - Омск: Изд. ОмГТУ 2005. – 208с
Селезнев К.П. Подобуев Ю.С. Анисимов С.А. Теория и расчет турбокомпрессоров. - Л.: Машиностроение 1968.- 408 с.
Поспелов Г.А. Биктанова Р.Г. Галиев Р.М. Руководство по курсовому и дипломному проектированию по холодильным и компрессорным машинам. М. Машиностроение 1986г.- 246 с.
Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин Под ред. И.А. Сакуна. – Л.: Машиностроение 1987. – 423 с.
Ваняшов А.Д. Кононов С.В. Кустиков Г.Г. Термогазодинамический расчет проточной части охлаждаемых центробежных компрессоров. Методические указания для курсового и дипломного проектирования. - Омск: Изд. ОмГТУ 2004. – 111с.
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Омский государственный технический университет»
Кафедра «Компрессорные и холодильные машины и установки»
Руководитель проекта:
к.т.н. доцент: Ваняшов А.Д.
гр. К-317 3 курса факультета НХИ