Многоступенчатый осевой компрессор

 

 

 

 

 

7.1 Определение массы ротора

 

Для расчета опорных  подшипников необходимо знать, в  первую очередь, массу ротора, которая определяет его нагруженность.

Масса ротора определяется в процессе проектирования.

          Объем ротора определяется при  помощи средств AutoCAD.               

Массой лопаток возможно задаться, вводя коэффициент облапачивания равный 1,10…1,15, что является достаточным при оценке диаметров цапф ротора.

После определения веса ротора необходимо распределить его  между подшипниками. В данном курсовом проекте принимаем, что подшипники равномерно воспринимают нагрузку от веса ротора.

 

Схема ротора приведена  на рис. 7.1

 

 

Эскиз ротора

 

 

 

 

                                                 Рис.7.1

7.2. Расчёт опорных  подшипников на статическую несущую способность

 

Следует учитывать и  то, что изложенная ниже методика является максимально упрощенной.

Диаметр шейки выбирается не только исходя из необходимости  обеспечения надежной жидкостной смазки в подшипнике, но и исходя из необходимости  обеспечения прочности шейки ротора.

Для смазки подшипников  используется масло турбинное Тп-22 (или аналогичное), его термодинамические свойства принимаем по t_ср.

Представленная методика учитывает нагрев масла только за счёт трения масла и не учитывает  нагрев за счёт передачи тепла от шейки ротора.

В представленных расчётах пренебрегаем теплообменом с окружающей средой в силу ничтожности этого фактора.

В процессе проектирования, необходимо следить за тем, чтобы:

• окружная скорость на поверхности цапфы не превышала 60 м/с;
• начальная температура масла на входе в подшипник составляет 35…40ºС, а на выходе 50…55ºС, таким образом, нагрев масла в подшипнике за счет сил трения не должен превышать 15…20ºС.

Предлагаемая методика изложена в табл. 7.1

 

Таблица 7.1

 Расчет основных размеров подшипников компрессора

 

Наименование величины	Обозначение	Формула	Размерность	Значение
1	2	3	4	5
Объем ротора	Vр	См. схему ротора	м3	0,422
Плотность материала  ротора		Принимаем	кг/м3	7850
Масса ротора без лопаток	Mр		кг	3318
Масса облапаченного  ротора	MS		кг	3644
Вес ротора	Gp		кН	32,5
Вес воспринимаемый  опорой	Pоп		кH	16,3
Средняя температура  масла	tср	Принимаем	0С	40
Удельная теплоёмкость	см	По [2]	кДж/ (кг∙К)	1,92
Диаметр расточки вкладыша подшипника		Принимаем	мм	93
Относительная ширина подшипника		Принимаем	—	0,7
Ширина вкладыша			мм	65,1
Частота вращения вала турбины	n	Задано	об/мин	6900
Окружная скорость на поверхности шейки			м/с	33,58
Коэффициент трения в  подшипнике		Принимаем	—	0,010
Мощность, затрачиваемая на трение в подшипнике			Вт	7,9
Коэффициент расхода  масла через подшипник			—	0,269
Относительный потолочный зазор		Принимаем	—	0,002
Абсолютный потолочный зазор			мм	0,30
Расход масла через  подшипник			м3/с	0,00053
Нагрев масла в подшипнике	t		0С	7,8
Температура масла на входе в подшипник			ºС	36,1
Температура масла на выходе из подшипника			ºС	43,9

 

Принимаем материал, из которого изготовлен ротор: сталь 20Х12ВНМФШ

 

Определяем плотность данного материала по справочным таблицам [2]: г/см³;

 

Выбираем марку используемого  масла: Т-22.Определяем коэффициент вязкости масла марки Т-22 при температуре С  из       диапазона: Н/м²;

 

8. Расчет вала  на кручение

 

54∙161,66 =11415,9 кВт.

=722,6 рад/с.

15799,2  Н м.

Для стали 20Х12ВНМФШ 

,

где n- запас прочности.

,

где диаметр отверстия  100 мм.

Отсюда получаем

116 мм принимаем 120 мм.

Длину подшипника, исходя из соотношения, принятого в пункте 7.2, принимаем

l=0,91d=105,6

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

 

В данном курсовом проекте  разработан однокаскадный многоступенчатый осевой компрессор,  рассчитанный на следующие параметры:

частота  вращения ротора n =6900 об/мин.

расход рабочего тела (воздуха) G = 68кг/с.

полное давление и  температура воздуха перед компрессором Р₀^* =101кПа иT₀^* =278 К;

степень повышения давления воздуха в компрессоре p_{к =} 4,3;

предполагаемый адиабатический  коэффициент полезного действия  по заторможенным параметрам h_к^* = 0,86 %.

 Произведён расчёт  проточной части быстроходного  компрессора стационарного типа. При этом была достигнута основная цель расчёта: определение скоростей и углов потока. проходных сечений НА и РК всех ступеней. геометрических характеристик рабочих и направляющих лопаток на среднем диаметре и вдоль радиуса.

Число Маха на входе в  РК  первой ступени превышает  рекомендуемое в [1] значение 0.85 - 0.9, следовательно для снижения числа Маха до допустимых пределов целесообразно применить закон закрутки с постоянной степенью реактивности. С конструктивной точки зрения использование одного закона закрутки позволяет унифицировать лопаточный аппарат.

         Разработанный осевой компрессор  может применяться в составе  ГТУ на компрессорных станциях магистральных газопроводов

 

 

 

 

 

 

 

 

Библиографический список

 

1. Старцев В.В. Ревзин Б.С. Газодинамический расчёт многоступенчатого осевого компрессора. Методические указания к курсовому проектированию. Екатеринбург: УГТУ. 2000. 25 с.
2. Конструкция осевых компрессоров перекачивающих агрегатов газотранспортных систем: Методическая разработка к курсовому и дипломному проектированию / Б.С. Ревзин. Екатеринбург:  УГТУ.
3. Осевые компрессоры: Текст лекций / Б.С. Ревзин. В.В. Старцев. Свердловск: УПИ 1991. 56 с.