• RU
  • icon На проверке: 14
Меню

Проектирование нагнетателя природного газа 650-21-21 газоперекачивающего агрегата ГТН-25

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 9 MB
  • Закачек: 1
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Проектирование нагнетателя природного газа 650-21-21 газоперекачивающего агрегата ГТН-25

Состав проекта

icon
icon
icon
icon Вал.SLDPRT
icon Диск - основа.SLDPRT
icon Ротор.SLDASM
icon Основа+покрывной.SLDASM
icon Покрывной диск.SLDPRT
icon
icon Пояснительная записка.docx
icon Пояснительная записка.pdf
icon
icon
icon !!На прочность.cdw
icon
icon Критика.cdw
icon
icon !Чертеж.cdw
icon Альтернативный вариант магнитных опор.cdw
icon
icon Нагнетатель.cdw
icon
icon !Профилирование.cdw
icon
icon Расчёт нагнетателя.xmcd
icon
icon Подшипник скольжения.xmcd
icon Магнитный подшипник.xmcd

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Пояснительная записка.docx

В данной курсовой работе произведён расчёт проточной части центробежного нагнетателя природного газа типа 650-21-2 газоперекачивающего агрегата ГТН-25 определены основные геометрические и термодинамические параметры установки а также спроектирован активный магнитный подвес для ротора. Графическая часть работы представлена продольным разрезом нагнетателя (лист 001) профилированием лопаток рабочих колес лопаточных диффузоров и обратного направляющего аппарата (лист 002) сравнением активного магнитного подвеса и опор скольжения (лист 003) а так же расчётом ротора на критические частоты (лист 004) максимальным перемещением напряжением и деформацией (лист 005).
Принцип работы основные элементы и цикл центробежного нагнетателя6
Описание конструкции нагнетателя9
Расчёт проточной части нагнетателя11
1 Описание методики расчёта11
3 Расчет проточной части нагнетателя13
Расчет подшипников на магнитном подвесе26
1 Общие сведения об активном магнитном подвесе обоснование выбора конструкции26
2 Принцип действия АМП27
3 Достоинства и недостатки АМП28
4 Методика расчёта АМП30
5 Выбор страховочных подшипников33
6 Расчёт опорных подшипников скольжения33
7 Сравнение подшипников35
Расчёт ротора на прочностные характеристики и собственные частоты37
Список литературных источников39
Российская Федерация является обладателем крупнейших в мире запасов полезных ископаемых нефти природного газа следствием чего стало доминирующее влияние добычи природных ресурсов на экономику и развитие нашего государства.
Необходимость транспортирования огромных количеств нефти и газа привела к бурному развитию трубопроводного транспорта как самого экономически эффективного.
В курсовой работе разработан двухступенчатый нагнетатель природного газа (НПГ) на основе нагнетателя 650-21-2 установки ГТН-25. Главной особенностью данной курсовой работы является то что нагнетатель рассматривается как основной элемент установки поэтому все исходные данные а также инженерные расчёты в работе непосредственно связаны с особенностями работы нагнетателя входящего в состав ГПА а также использование активного магнитного подвеса вместо типичных подшипников скольжения.
Принцип работы основные элементы и цикл центробежного нагнетателя
Схема проточной части двухступенчатого нагнетателя представлена на рисунке 1. Повышение давления в нагнетателе происходит в двух элементах: рабочих колёсах и лопаточных диффузорах первой и второй ступени.
Газ поступает в рабочее колесо (сечение 0) в осевом направлении. Перед входом в лопаточный аппарат (сечение 1) он разворачивается на 90 градусов. Вход газа в лопаточный аппарат радиальный. В нём (сечение 1 – 2) происходит повышение полных параметров потока. Затем газ поступает в лопаточный диффузор (сечение 3 – 4) где происходит преобразования динамического давления в статическое. В поворотном колене (сечение 4 – 5) поток разворачивается на 180 градусов для подачи в обратный направляющий аппарат (ОНА) (сечение 5 – 6). На выходе из него газ имеет осевое направление. После газ поступает на рабочее колесо и лопаточный диффузор второй ступени и выходит в трубопровод через выпускной патрубок.
Основными элементами ступени центробежного нагнетателя являются: корпус рабочее колесо на валу и подшипники. В многоступенчатых нагнетателях есть еще и обратный направляющий аппарат – О.Н.А. в котором газ движется по направлению к оси вращения по неподвижным криволинейным каналам при мало меняющейся скорости. При выходе из О.Н.А. поток имеет обычно радиальное направление за тем чтобы обеспечить подвод газа к следующему рабочему колесу без закрутки. Всасывающая камера и сборная улитка на выходе являются частями корпуса. На рисунке 2 показан продольный и поперечный разрез первой ступени многоступенчатого нагнетателя.
Процесс сжатия в одноступенчатом нагнетателя изображён на рисунке 3.
Рисунок 1 – Схема проточной части двухступенчатого нагнетателя
Рисунок 2 – Схема ступени центробежного нагнетателя:
– вал; 2 – рабочее колесо; 3 – лопаточный диффузор; 4 – обратный направляющий аппарат;
– диаметры в соответствующих точках; – ширина проточной части в соответствующих точках; – диаметр втулки колеса.
Рисунок 3 – Политропический процесс сжатия в одноступенчатом нагнетателе:
н-1 – процесс во входном устройстве; 1-2 – процесс в рабочем колесе;
-к – процесс в диффузорах; 1-2ад – процесс адиабатного сжатия;
н-к – условная политропа сжатия.
Описание конструкции нагнетателя
Нагнетатель представлен на рисунке 4. Это двухступенчатый нагнетатель с односторонним расположением рабочих колес двухкорпусный (“полубаррельного типа”) [1].
Наружный корпус 2 с вертикальным (торцовым) разъемом. Крышка нагнетателя 6 крепится к корпусу шпильками. Входной и нагнетательный патрубки направлены горизонтально перпендикулярно оси нагнетателя в противоположные стороны.
Внутренний корпус представляет собой отдельный сборочный элемент состоящий из ротора 1 комплекта различных закладных элементов (лопаточных диффузоров 3 обратных направляющих аппаратов 4 улитки 5) образующих проточную часть нагнетателя и разъемных гильз в которых установлены концевые уплотнения. Опорные подшипники 7 и двухсторонний упорный подшипник 8 устанавливаются в наружном корпусе и центрируются в расточках торцовой стенки корпуса и крышки.
Концевые уплотнения двухступенчатые комбинированные. В первой ступени (лабиринтного типа) происходит дросселирование давления газа во второй (торцового типа) – запирание газа маслом от системы уплотнений.
Упорный подшипник разделён с опорным. Упорный подшипник воспринимает остаточные усилия не уравновешенные разгрузочным поршнем.
К торцу вала через торсионный валик подсоединяется узел центробежного насоса системы смазки.
Маслосистема система автоматического регулирования управления и защиты общие для всего агрегата.
Ротор имеет два рабочих колеса расположенных между опорными шейками вала. Рабочие колеса одинаковой конструкции и отличаются только шириной лопаток. Лопатки отфрезерованы из тела основного диска. Покрывающий диск соединяется с основным заклепками пропущенными через тело лопаток.
Рабочие колеса насажены на вал с гарантированным натягом исключающим их освобождение при рабочей частоте вращения ротора. Дополнительно колеса фиксируются на валу призматическими шпонками. В осевом направлении рабочие колеса фиксируются разрезными и стяжными кольцами. Для уменьшения перетечек газа по покрывающим дискам рабочих колес установлены лабиринтные уплотнения.
Рабочие колеса до насадки их на вал проходят статическую балансировку а ротор в собранном виде – динамическую.
Непосредственно за вторым рабочим колесом также с гарантированным натягом на вал насажен разгрузочный поршень – думмис. Разгрузочный поршень уменьшает осевое усилие действующее на рабочие колеса. По наружной поверхности разгрузочного поршня устанавливаются гребни лабиринтного уплотнения. На валу установлены также диски упорного подшипника втулка с диском реле осевого сдвига ротора и втулка соединительной муфты главного насоса системы управления нагнетателя.
Расчёт проточной части нагнетателя
1 Описание методики расчёта
Расчёт проточной части нагнетателя был произведен по [2].
Алгоритм расчета состоит из трех частей. Вначале определяют общие параметры нагнетателя: политропическая работа параметры газа в расчетных сечениях объемный и массовый расходы газа.
Затем проводится расчет первой и второй ступени в результате находится скорость газа в расчетных сечениях размеры проточной части рабочих колес диффузоров О.Н.А. а также входных и выходных устройств. Рабочие колеса первой и второй ступеней максимально унифицированы поэтому основные размеры колес число лопаток и их толщины приняты одинаковыми.
В алгоритме расчета предусмотрено сравнение некоторых параметров полученных расчетным путем с величинами рекомендованными по условиям эффективной и безаварийной работы нагнетателя. Это величины: .
Для величин которые можно пересчитать не изменяя задания предусмотрены циклы последовательных расчетов с заданным шагом приближения к рекомендованному значению. Это такие величины как: скорость газа при входе на лопатки первого колеса диаметр втулки – колеса второй ступени критическая частота вращения ротора – и .
Для тех величин пересчет которых невозможен без изменения задания невыполнение рекомендаций ведет к останову расчета. В этом случае задание необходимо изменить. Останов расчета предусмотрен в следующих случаях: при превышении допустимого числа Маха на входе в канал рабочего колеса первой и второй ступени при превышении допустимого крутящего момента на валу ротора при отклонении относительной ширины рабочего колеса первой и второй ступени от рекомендованных значений и при .
При расчете второй ступени значения некоторых параметров принимаются из расчета первой ступени т.к. многие геометрические размеры колес одинаковы кроме того часто в расчетах принимаются значения скорости и плотности в проточной части на участке 4-6 постоянными. Коэффициенты стеснения потока – для колес нагнетателя и лопаточного диффузора ступеней также принимаются без изменений.
Мощность на валу нагнетателя ;
Давление газа по начальным условиям ;
Температура по начальным условиям ;
Cтепень повышения давления в нагнетателе
Политропический КПД ;
Рабочее число оборотов ротора обмин;
Конструкторское соотношение
Число ступеней нагнетателя ;
Коэффициент потерь от трения дисков колеса ;
Коэффициент потерь от внутренних перетечек ;
Газовая постоянная Дж(кг*К);
Показатель адиабаты ;
Коэффициент сжимаемости ;
Допустимое напряжение кручения вала ;
Максимальная допустимая окружная скорость ;
Скорость на входе в нагнетатель мс;
Скорость на выходе из нагнетателя мс;
Конструкторский угол лопаток на выходе из рабочего колеса;
Удельная теплоёмкость Дж(кг*К);
Коэффициент расхода ;
Конструкторский угол лопаток на входе в рабочее колесо ;
Толщина кромок лопатки колеса м;
Средняя толщина кромок лопатки диффузора м;
Толщина кромки лопатки О.Н.А. м;
Число лопаток О.Н.А. ;;
Расчётное соотношение ;
Конструктивное соотношение ;
Конструкторский угол лопаток диффузора на выходе .
3 Расчет проточной части нагнетателя
Плонтность газа в сечении Н-Н:
Показатель сжатия в нагнетателе:
Скорость газа в сечении 1-1:
Охлаждение газа во всасывающем патрубке:
Температура газа в сечении 1-1:
Давление газа в сечении 1-1:
Давление газа в сечении К-К:
Температура газа в сечении К-К:
Подогрев газа в нагнетателе:
Общая политропическая работа нагнетателя:
Полная затраченная работа в нагнетателе:
Массовый расход газа в нагнетателе:
Объемный расход газа по начальным условиям:
Политропическая работа ступени:
Эффективная работа первой ступени:
Теоретический коэффициент закручивания:
Число лопаток рабочего колеса:
Коэффициент циркуляции:
Оптимальное значение должно быть в интервале 084 088.
Газодинамический КПД:
Оптимальное значение должно быть в интервале 08 09.
Окружная скорость в сечении 2-2:
По соображениям прочности окружная скорость на периферии не должна превышать 300 мс.
Диаметр колеса в сечении 2-2:
Подогрев газа в ступени:
Температура газа в сечении 6-6(4-4):
Давление газа в сечении 6-6:
Плотность газа в сечении 1-1:
Плотность газа в сечении 6-6(4-4):
Плотность газа в сечении К-К:
Коэффициент уменьшения объема в сечении 1-1:
Коэффициент уменьшения объема в сечении 6-6(4-4):
Коэффициент уменьшения объема в сечении К-К:
Скорость газа в сечении 0-0:
Диаметр покрывного диска в сечении 0-0:
Диаметр колеса в сечении 1-1:
Конструкторское соотношение:
Оптимальное значение находится в интервале 045 06.
Окружная скорость в сечении 1-1:
Радиальная скорость в сечении 1-1:
Погрешность определения абсолютной скорости в сечении 1-1:
Разность скоростей должна составлять не более 004. Необходимо произвести пересчёт приняв значение .
После нескольких итераций произведённых в среде Mathcad получим при котором разница скоростей будет составлять:
Относительная скорость в сечении 1-1:
Скорость звука в сечении 1-1:
Число Маха в сечении 1-1:
Число Маха не должно превышать 08.
Момент кручения на валу ротора:
Минимальный диаметр вала:
Диаметр втулки колеса в сечении 0-0:
Диаметр вала dв должен быть больше минимального диаметра вала dmin.
Первое критическое число оборотов ротора:
Первое относительное число оборотов:
Второе критическое число оборотов ротора:
Второе относительное число оборотов ротора:
Коэффициент загромождения сечения 1-1:
Ширина колеса в сечении 1-1:
Радиальная скорость в сечении 2-2:
Окружная составляющая абсолютной скорости в сечении 2-2:
Абсолютная скорость газа в сечении 2-2:
Расчетный угол потока газа в сечении 2-2:
Статическая работа ступени I:
Температура газа на выходе из колесасечение 2-2:
Коэффициент уменьшения объема в сечении 2-2:
Коэффициент загромождения в сечении 2-2:
Ширина лопаток колеса в сечении 2-2:
Относительная ширина колеса в сечении 2-2:
Оптимальное соотношение должо находится в пределах 002 0.08.
Радиус кривизны лопаток колеса:
Радиус начальной окружности центров дуг лопаток колеса:
Диаметр входа в лопаточный диффузор в сечении 3-3:
Диаметр выхода из диффузора в сечении 4-4:
Ширина диффузора в сечении 3-3и 4-4:
Средний угол потока в безлопаточном диффузоре (участок 2-3):
Угол лопаток диффузора в сечении 3-3:
Средний угол лопаток диффузора:
Число лопаток диффузора:
Радиус кривизны лопаток диффузора:
Радиус начальной окружности дуг лопаток диффузора:
Коэффициент загромождения в сечении 4-4:
Угол выхода потока газа из диффузора:
Скорость газа в сечении 4-4:
Коэффициент загромождения в сечении 5-5:
Ширина лопаток О.Н.А.в сечении 5-5:
Коэффициент загромождения в сечении 6-6:
Скорость газа в сечении 0'-0':
Ширина лопаток О.Н.А.в сечении 6-6:
Радиус кривизны лопаток О.Н.А.:
Радиус начальной окружности центра дуг лопаток О.Н.А.:
Температура газа на выходе из колеса IIступенисечение 2'-2':
Коэффициент уменьшения объема в сечении 2'-2':
Для обеспечения унификации рабочих колёс зададимся некоторыми величинами из расчёта первой ступени () другие подберём так
() чтобы получить одинаковые ширины лопаток первого и второго колеса.
Количество лопаток zлк незначительно влияет на дальнейшие расчёты поэтому примем их столько же сколько в первом колесе.
Оптимальное значение должно получится в интервале 084 088.
Работа Эйлера для первого колеса:
Ширина лопаток колеса второй ступени в сечении :
что совпадает с b2 = 0061 м.
Относительная ширина лопаток колеса в сечении 2'-2':
Оптимальное значение должно быть больше 002.
Скорость газа в сечении 1`-1`:
Для обеспечения одинаковой ширины лопаток зададимся значением коэффициента .
Ширина лопаток колеса второй ступени в сечении 1`-1`:
Конструкторский угол на входе в колесо второй ступени:
Скорость звука в сечении 1`-1`:
Относительная скорость в сечении 1`-1`:
Число Маха в сечении 1`-1`:
Диаметр выхода и входа в диффузор второй ступени:
Ширина лопаток второй ступени в сечении 4`-4`:
Радиус кривизны лопаток диффузора второй ступени:
0.Радиус начальной окружности дуг лопаток диффузора II ступени:
1.Диаметр выходного патрубка:
Продольный разрез спроектированного нагнетателя изображен на листе 001 графической части курсового проекта профилирование элементов ступени представлено на листе 002.
Расчет подшипников на магнитном подвесе
1 Общие сведения об активном магнитном подвесе обоснование выбора конструкции
Идея использовать электрические и магнитные поля для левитации тел существует уже в течении многих веков. Интерес к ней возродился в нашем столетии в связи с развитием приборостроения и машиностроения для измерительной ядерной космической криогенной и других видов техники.
В зависимости от способа создания различают:
-токи в проводнике от внешнего источника тока;
-амперовы токи в постоянном магните;
токи в ферромагнитном материале индуцированные постоянным магнитным полем;
-токи в проводнике индуцированные переменным магнитным полем.
Опоры на постоянных магнитах вследствие слабой несущей способности а также реализации запрета Ирншоу (невозможно устойчивое равновесие активного элемента в статическом силовом поле если сила и расстояние связаны законом обратных квадратов) применяются в основном для разгрузки механических опор или в сочетании с активными магнитными опорами а также в измерительных устройствах.
Весьма привлекателен по ряду преимуществ (простота конструкции способность работать в агрессивных средах или вакууме при больших скоростях создание опор без трения) индукционный подвес (ИП). Принцип действия индукционного подвеса основан на том что подвешиваемое электропроводное тело помещается в высокочастотное поле магнита а подвеска осуществляется за счет сил отталкивания основного поля и вихревых токов наведенных этим полем в подвешиваемом теле. Существенный недостаток - большие энергетические затраты (до 100 Вт на 1 Н нагрузки) – является основным препятствием широкому практическому внедрению ИП.
Также известны способы электростатический подвес электромагнитный подвес с резонансной цепью кондукционный диамагнитный сверхпроводящий и магнитогидродинамический подвесы но их применение в общетехнических конструкциях (например турбокомпрессор) не оправдано из-за ряда недостатков схем (сознание специальных условий низкая несущая способность высокое энергопотребление высокая стоимость).
Наиболее широко в современной технике применяется активный магнитный подвес (АМП). Он имеет ряд преимуществ делающих его столь популярным по сравнению с другими типами бесконтактных опор:
-грузоподъемность АМП значительно выше чем у прочих типов бесконтактных опор (40-80 Нсм2);
-высокая механическая прочность;
-возможность осуществления устойчивой неконтактной подвески тела;
-возможность изменения жесткости и демпфирования в широких пределах.
2 Принцип действия АМП
Активный магнитный подшипник – это управляемое электромагнитное устройство которое удерживает вращающуюся часть машины (ротор) в заданном положении относительно неподвижной части (статора). Магнитные силы притяжения действующие на ротор со стороны электромагнитов управляются с помощью электронной системы управления. Поэтому конструктивно АМП состоит из двух основных частей (рисунок 5):
-электромеханической части или собственно подшипника;
-электронной системы управления.
Подшипник включает в себя ротор подвешенный в магнитном поле закрепленные на статоре электромагниты и датчики положения ротора. Механический контакт между ротором и неподвижным статором отсутствует
Смещения ротора из заданного положения равновесия измеряются датчиками положения. Сигнал с датчиков обрабатывается электронной системой управления таким образом что магнитные силы возвращают ротор в исходное положение. При отключенном подвесе а также в случае аварийного сбоя в системе управления ротор опирается на страховочные (или аварийные) подшипники. Эти подшипники (чаще всего это шарикоподшипники) устанавливаются с зазором поэтому в нормальном режиме они не вращаются.
Электронная система управления включает в себя регулятор и усилители мощности. Используя информацию поступающую с датчиков положения эта система управляет положением ротора путем изменения токов в электромагнитах. Соответствующий выбор закона управления токов позволяет обеспечить устойчивое положение ротора и его центровку в зазоре а также получить желаемое значение жесткости демпфирования подвеса. Конструктивно электронная система управления оформляется в виде электронного блока соединенного кабелями с подшипниками и источником питания.
3 Достоинства и недостатки АМП
Преимущества АМП перед подшипниками трения вытекают из двух основных присущих им особенностей:
-отсутствия механического контакта между вращающейся и неподвижной частями машины;
-наличия электронной системы управления.
Перечень преимуществ и вытекающих из них полезных технических следствий приведён в таблице 1.
Таблица 1 – Положительные свойства АМП
Отсутствие механического контакта
Отсутствие изнашивания
Неограниченный ресурс; снижение расходов на обслуживание и ремонт
Отсутствие системы подготовки и подачи масла; экологическая чистота
Высокие скорости вращения
Снижение габаритных размеров машины; высокоскоростные технологии
Низкое энергопотребление
Снижение эксплуатационных расходов за счет экономии электроэнергии; малая отдача теплоты в окружающую среду; малый коэффициент трения
Возможность работы в экстремальных условиях
Работа в вакууме при низких и высоких (от -150 до +450°С) температурах в агрессивных средах а также в сверхчистых технологиях
Невосприимчивость к загрязнению
Наличие электронной системы управления
Контролируемость положения оси
Возможность создания контролируемых микроперемещений ротора в зазоре; самоцентрирование ротора и отсутствие вибраций вследствие дисбаланса; возможность создания системы активного гашения колебаний ротора
Регулируемость жесткости и демпфирования подвеса
Высокая точность позиционирования; облегченный переход через критические скорости; отсутствие шума и вибраций
Возможность использования датчиковых сигналов для контроля параметров рабочего процесса
Контроль скорости вращения; контроль нагрузки на подшипники; контроль положения ротора; контроль дисбаланса и балансировки ротора
Электрическую мощность потребляемую подвесом в обмотках электромагнитов и усилителями мощности приблизительно можно рассчитать по формуле:
где - потребление энергии Вт;
М - масса ротора кг.
В качестве примера энергосбережения можно привести что ротор массой в 1000 кг при использовании гидродинамических подшипников мощность на трение и снабжение маслом составляет 150 кВт а при использовании АМП всего около 1 кВт.
Не смотря на ряд преимуществ АМП обладает и некоторыми недостатками не позволяющими ему окончательно вытеснить традиционные подшипники трения из конструкций общего машиностроения:
-наличие внешнего источника электроэнергии;
-относительно высокая сложность в управлении;
-относительно низкая несущая способность;
-высокая стоимость вызванная наличием электронного блока управления.
Анализируя приведенные выше достоинства и недостатки АМП применительно к компрессоростроению можно сделать выводы что использование их позволяет улучшать турбокомпрессора в сторону увеличения частот вращения роторов (в данном проекте частота задана техническим заданием) а также дает возможность применения в специальных условиях (повышенные требования к чистоте компрессора или наоборот высокий уровень загрязнения подшипников).
4 Методика расчёта АМП
В соответствии с рекомендациями работы [3] число магнитных полюсов p принимается равным 8. Рекомендуемая толщина пакета цапфы находится из выражения:
где диаметр вала с цапфой (принимается конструктивно).
АМП как и любой другой подшипник должен обладать заданной не сущей способностью Fmax.Применительно к АМП под несущей способностью понимается максимальное тяговое усилие которое может развиваться в течение длительного периода времени без перегрева обмотки. В ряде случаев статическая нагрузка на подшипник Q известна иногда – нет. Однако отношение несущей способности к статической нагрузке всегда должно равняться для отработки динамических и непредвиденных нагрузок.
Нагрузка на подшипник (тяговое усилие):
где a = 0924 – коэффициент зависящий от количества полюсов [3];
длина подшипника (принимается конструктивно);
– магнитная постоянная;
B = 16 Т – значение магнитной индукции для кобальтовой стали [3].
Допустимая масса ротора:
С помощью программы SOLIDWORKS была подсчитана массаротора– она составляет 2048 кг. Таким образом проектируемый подшипник может быть установлен в нагнетателе.
Внешний диаметр статора:
Длина лобовой части обмотки:
Площадь занимаемая обмоткой в пазу:
Очевидно что при индукции в зазоре В = Вmах подшипник должен развивать тяговое усилие равное требуемой несущей способности Fmax. Плотность тока в проводниках катушек при этом должна быть равна допустимому значению jmах:
где зазор между цапфой и ротором[3];
коэффициент заполнения площади паза медью [3].
Эскиз радиального подшипника представлен на рисунке 6.
5 Выбор страховочных подшипников
Используемый в проектируемом нагнетателе тип магнитных подшипников имеет недостаток: в случае отключения на управляющей аппаратуре электрического тока происходит «падение» ротора – другими словами ротор остается без опор. Для предотвращения аварийной ситуации в конструкции предусмотрены предохранительные подшипники качения с консистентной смазкой. Подбор подшипников осуществляется таким образом чтобы обеспечить безаварийную работу компрессора в случае отключения электропитания на протяжении 20 минут количество аварийных отключений – 3. Таким образом долговечность подшипников в оборотах должна составлять:
По диаметру вала подбирается радиальный шарикоподшипник 180228 ГОСТ 8882-75 его динамическая грузоподъемность составляет статическая грузоподъемность .
Максимальная масса которую может выдержать подшипник с выбранной грузоподъёмностью составит:
что удовлетворяет требованиям.
6 Расчёт опорных подшипников скольжения
Для сравнения эффективности от использования магнитного подвеса произведём расчёт опорного подшипника скольжения по методике описанной в [4].
Диаметр шейки вала d = 0.233 м;
Частота вращения вала n = 3700 обмин;
Температура масла на входе tвх = 50 ;
Динамическая вязкость = 0.02 Па·с;
Давление подачи масла p = 4·105 Па.
Грузоподъёмность подшипника:
Отношение длины цапфы к диаметру:
Повышение температуры в подшипнике:
Средняя температура масла:
Характеристика режима:
Оптимальный относительный зазор:
Определяем число Зоммерфельда:
По графику [4 стр. 234] определяем значение = 0.2.
Минимальная толщина масляного слоя:
Задаёмся суммарной шероховатостью вала и подшипника hкр = 15·10-6.
Определяем критическое число Зоммерфельда по графику [4 стр.234]Soкр = 0012
Коэффициент надёжности:
Мощность затрачиваемая на трение:
7 Сравнение подшипников
Мощность подводимая к АМП составляет 13 КВт. Мощность затрачиваемая на трение в опоре скольжения – 73 КВт. Следовательно затраты энергии на магнитную опору примерно в 55 раз меньше чем на подшипник скольжения. В принципе затраты энергии малы в обоих вариантах.
Следует отметить что магнитная опора имеет большие габариты требует дополнительного электрического источника в то время как схемы с классической опорой скольжения имеют меньшие габаритные показатели хорошо отработаны и широко распространены.
В результате было принято решение оставить подшипник скольжения и отказаться от АМП.
Сравнение опоры скольжения и АМП представлено на листе 003 графической части курсового проекта.
Расчёт ротора на прочностные характеристики и собственные частоты
Целью данных расчётов является определение максимальных перемещений деформаций напряжений и собственных частот ротора.
Расчет ротора был произведён с помощью программного обеспечения SolidWorks 2014 и сопутствующего дополнительного модуля SolidWorks Simulation.
Сначала были построены 3D компоненты ротора – вал и два рабочих колеса. Эскиз вала был взят с чертежа прототипа установки диски были построены по геометрическим размерам полученным в результате расчёта в разделе3.
Затем компоненты были собраны в сборку. В местах посадки дисков на вал был задан “глобальный контакт” чтобы программа воспринимала отдельные узлы как одно целое. 3D модель ротора представлена на рисунке 7.
Рисунок 7 – 3D модель ротора
Для осуществления расчётов ротору был задан материал “Легировнная сталь” () из базы данных программы указаны места креплений в осевом и радиальном направлении через меню “дополнительные крепления” приложены внешние нагрузки в частности сила тяжести и центробежная сила (3875 радс).
Затем была создана сетка средней плотности на основе треугольников и произведён расчёт.
В результате прочностных расчётов были получены результаты согласно которым максимальные напряжения деформации и перемещения возникают на входных кромках лопаток рабочих. Это связано с тем что лопатка имеет узкое сечение по всей своей длине а центробежные силы действующие на входную кромку максимальны в данном месте.
Коэффициент запаса прочности составил k = 2422 то есть выше необходимого k = 18.
В результате расчёта на собственные частоты стало известно что ротор жёсткого типа с первой критической частотой nкр1 = 11397 обмин вторая критическая частота составляет nкр2 = 24824 обмин.
Критические частоты оказались намного выше частоты вращения ротора n = 3700 обмин поэтому резонанс при его вращении не возникнет.
Расчёты на прочностные характеристики и собственные частоты представлены на листах 004 и 005 графической части курсового проекта.
Список литературных источников
Ивановский Н.Н. Криворотько В.Н. Центробежные нагнетатели природного газа. – М.: Недра 1994. – 176 с.
Лапин Ю.Д. Землянский А.В. Гридчин Н.В. Расчет центробежного нагнетателя природного газа. – КФ МГТУ им. Баумана2010. – 48 с.
Журавлев Ю.Н. Активные магнитные подшипники: Теория расчет применение Ю.Н. Журавлев. – СПб: Политехника 2003. – 206с.
Орлов П.И.Основы конструирования. Справочно – методическое пособие в 3-х книгах. Том 2. – М.: Машиностроение1977. – 623 с.

icon !!На прочность.cdw

!!На прочность.cdw
(коэффициент запаса прочности n=2.422)
Значение расчётной величины
Перемещения вдоль оси Z
Перемещения вдоль оси Y
приложенные к ротору"

icon Критика.cdw

Критика.cdw
Первая критическая частота n
Вторая критическая частота n
Расчёт ротора нагнетателя
на критические частоты
приложенные к ротору

icon !Чертеж.cdw

!Чертеж.cdw
- втулки радиальных датчиков
- ротор радиального электромагнита
- страховочный подшипник
Характерные размеры подшипников

icon Альтернативный вариант магнитных опор.cdw

Альтернативный вариант магнитных опор.cdw

icon Нагнетатель.cdw

Нагнетатель.cdw

icon !Профилирование.cdw

!Профилирование.cdw
Профилирование элеметов
Профилирование обратного направяющего аппарата
Профилирование лопаточного диффузора первой ступени
Профилирование рабочего колеса первой ступени
Профилирование рабочего колеса второй ступени
Профилирование лопаточного диффузора второй ступени

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 8 часов 42 минуты
up Наверх