Расчет одноступенчатого нагнетателя

Содержание

1. Введение
2. Расчет рабочего колеса
3. Определение диаметра входа в колесо
4. Определение наружного диаметра колеса и числа оборотов
5. Определение ширины рабочего колеса
6. Профилирование лопаток рабочего колеса
7. Заключение
8. Список литературы

 

 

1. Введение

Центробежные  нагнетатели – это машины динамического действия, в которых сжатие газа происходит в результате взаимодействия потока с вращающейся и неподвижной решётками лопастей. Характерной особенностью лопастных машин является отсутствие пульсации развиваемого ими давления.

Нагнетатели и компрессоры применяют: для  получения сжатого воздуха, имеющего силовое назначение; для обеспечения воздухом или газом производственных процессов; для наддува двигателей внутреннего сгорания, в газотурбинных установках, для сжатия и перемещения различных газов на химических заводах, в холодильных установках, для пневматических машин.

В одноступенчатом  нагнетателе за рабочим колесом, как правило, устанавливается лопаточный или безлопаточный диффузор, в  котором уменьшается скорость потока, выходящего из рабочего колеса, и часть  кинетической энергии преобразуется в статическое давление. Дальнейшее уменьшение скорости потока и повышение давление осуществляется также и в улитке нагнетателя. В результате повышения окружной скорости рабочего колеса и установки за ним диффузора удается значительно повысить конечное давление, создаваемое одноступенчатым нагнетателем, по сравнению с вентилятором.

Задачей работы является определение основных размеров, окружной скорости рабочего нагнетателя и числа оборотов нагнетателя.

Рассчитываемый  в работе нагнетатель рассматривается в технологической схеме Азотно-кислородной станции АО «ПНХЗ» (Казахстан, г. Павлодар). Описание технологической схемы Азотно-кислородной станции. Атмосферный воздух, очищенный от механических примесей во входном фильтре, сжатый в нагнетытеле до давления 0,9 Мпа, поступает в систему предварительного охлаждения, где охлаждается от температуры около 80 0С до температуры около 10 0С в ходе теплообмена с кипящим хладоном в кожухотрубном охладителе. Далее, после отделения капельной влаги воздух подается в блок комплексной очистки

Осушение  воздуха и его очистка от двуокиси углерода и легких углеводородов  производится в адсорбционном блоке  комплексной осушки и очистки  воздуха.  Блок очистки представляет собой систему из двух попеременно  работающих адсорберов, заполненных  адсорбентом. Удаление влаги из воздуха  происходит в слое активной окиси  алюминия, оставшиеся двуокись углерода и углеводороды извлекаются в  слое цеолита (молекулярного сита).  Во время работы одного адсорбера  в режиме адсорбции в другом происходит регенерация путем продувки нагретым в электроподогревателе до 180 0С отбросным  газом. Переключение адсорберов осуществляется автоматически. После адсорберов установлен фильтр, предотвращающий попадание  пыли адсорбентов в криогенный блок.

Воздух охлаждается  в основном пластинчато-ребристом  теплообменнике в результате теплообмена  с потоками чистого газообразного  азота и отбросной фракции  и поступает в ректификационную колонну. В ректификационной колонне  воздух разделяется на кубовую жидкость с содержанием кислорода до 40 % и азот с содержанием кислорода 0,0002 %.

Получаемый  в колонне газообразный азот конденсируется в основном конденсаторе-испарителе за счет кипения жидкого кислорода  в пластинчато-ребристом конденсаторе-испарителе.

Кубовая жидкость из куба нижней колонны поступает  в пластинчато-ребристый переохладитель, где охлаждается потоками отбросной  фракции и чистого азота.  После  переохладителя кубовая жидкость направляется в конденсатор-испаритель.  В конденсаторе-испарителе кубовая жидкость испаряется, и в  газообразном виде подается через переохладитель в основной теплообменник.

Для обеспечения  безопасной работы небольшая часть  кубовой жидкости из конденсатора-испарителя отводится в жидком виде испаряется и сбрасывается в атмосферу.

Нагретый  в основном теплообменнике газ расширяется  в турбодетандере. Генерация холода происходит в турбодетандере. Газ  расширенный в турбодетандере направляется снова направляется в основной теплообменник. 

Из верха  нижней колонны отбирается часть  газообразного азота и поступает  в переохладитель и основной теплообменник. После основного теплообменника газообразный азот направляется потребителям  
2.Расчет рабочего колеса

 

Для определения  состояния газа при входе в  рабочее колесо задаемся скоростью  газа.

Принимаем рабочее  колесо закрытого типа, окружная скорость u₂ = 145 м/сек, то для компрессорных колес можно назначить скорость

с₀ ≈0,3u₂=0,3*145=43,5 м/сек

Скорость с’₁ до входа на лопатки должна быть на 5%-10% больше чем с₀

с’₁=47,85 м/сек

Скорость с₁ после входа на лопатки

с₁= с’₁/τ₁

где τ₁ = 0,8÷0,85 – коэффициент, учитывающий уменьшение входного сечения (коэф. стеснения)

с₁=47,85/0,8=59,813 м/сек

 

Понижение температуры  при адиабатическом расширении вследствие увеличения скорости воздуха от с=0 до с₁

ΔТ₁=с₁²/2000 = 1,789⁰ К

Т₁ = Т_н- ΔТ₁=333-1,789=331,211⁰К

Давление  при скорости с₁ определим по уравнению

р₁=р_н

где k = 1,4 – показатель адиабаты для воздуха [1, стр.328]

р₁=0,7*_{=0,687 мПа}

Задаемся  величиной политропического КПД на расчетном режиме

η_пол = 0,85

Определим величину

σ=η_пол=*0,85 = 2,975

При заданном конечном давлении р_к определяем температуру в конце сжатия:

Т_к=Т_{1=331,211*=364,047} ⁰К

Работа политропического сжатия:

l_пол=σR(T_k-T₁)=2,975*287*(364,047-331,211)=28 035,89 дж/кг

где R=287 дж/(кг*К) – газовая постоянная воздуха [1, стр. 328]

Принимаем скорость с_к при выходе из нагнетателя 30 м/сек.

Эффективная работа ступени:

l_эф=l_пол+ΔК

где

ΔК===-1,338

 

l_эф=28 035,89-1,338=26 697,131 дж/кг

 

 

 

Полная внутренняя работа (без механических потерь в  подшипниках)

l_o=R(T_k-T₁)+ΔK=*287*(364,047-331,211)+1,338,768=31 644,643 дж/кг

Внутренний  КПД

η_i=l_эф/l₀=26 697,131/31 644,643 =0,844

Принимаем α=1,05

Тогда газодинамический КПД:

η_h=αη_i=1,05*0,844=0,866

Принимаем угол лопаток на входе в рабочее  колесо β_1л=30⁰

Принимаем угол лопаток при выходе из рабочего колеса β_2л=45⁰

Задаемся  типом диффузора – лопаточный диффузор, тогда коэффициент расхода  на выходе колеса φ_2r=0,2

Коэффициент закручивания (при бесконечном числе  лопаток):

φ_2∞=1- φ_2rctg β_2л=1-0,2*ctg45⁰=0,8

Предварительно  принимаем число лопаток z=12

Тогда, коэффициент  циркуляции по формуле Стодолы:

µ=1-(πsinβ_2л)/(z φ_2∞)=1-(3,14*sin45⁰)/(12*0,8)=0,769

Коэффициент напора:

ψ=µ φ_2∞ η_h=0,769*0,8*0,866=0,545

 

 

Требуемая окружная скорость рабочего колеса:

==221, 374 м/сек

 

3. Определение диаметра входа в колесо

Задаемся соотношением диаметров рабочего колеса:

=0,45

Окружная  скорость на входе в колесо:

u₁=l u₂=0,45*221,372=99,68 м/сек

Относительная скорость входа:

==115,033

Скорость  потока при входе на лопатки рабочего колеса:

=99,68*tg30⁰=57,52 м/сек

 

Проверяем совпадение скорости с₁ сейчас и выбираемой вначале:

k_c = с₁/с₀=57,52/43,5=1,2

Значение k_c имеет допустимую величину.

Принимаем отношение удельных объемов:

=0,95

 

ξ=0,5

Зная из предыдущего расчета  окружную скорость u₂ можно определить скорость входа с₀:

с₀=λu₂tgβ₁/k_c=0,45*221,374*tg30⁰/1,2=47,89 м/сек

Найдем диаметр входа в колесо:

= =0,098 м

Найдем диаметр входа на лопатки:

D₁=k_DD₀,

где k_D=1 [2, стр. 138]

D₁=1*0,098=0,098 м

 

4. Определение наружного диаметра колеса и числа оборотов

Наружный  диаметр колеса:

D₂=D₁/l=0,098/0,45=0,217 м

Число оборотов нагнетателя:

=60*221, 37/3,14*0,217=19 509,235 об/мин

Диаметр втулки:

d₀=ξD₀=0,5*0,098=0,049 м

Диаметр вала:

d_в=d₀-(0,01÷0,02)=0,049-0,01=0,039 м

 

Приближенное  значение первого критического числа  оборотов:

== 156 476,834 об/мин

 

Определим соотношение рабочего и критического чисел оборотов

=19 509,235/156 476,834=0,125

 

5. Определение ширины рабочего колеса

Принимаем толщину  лопаток в средней части δ=0,008 м, на концах δ₁= δ₂=0,006 м.

Коэффициент стеснения на входе в колесо:

=1-=0,530

Коэффициент стеснения  при выходе их колеса:

==0,674

 

 

 

Ширина колеса на входе b₁ и выходе b₂ может быть определена по уравнениям (радиальный вход c_1r=c₁):

;

,

 

Найдем элементы треугольника скоростей:

c_2r=φ_2ru₂=0,2*221, 374=44,275 м/сек

с_2u∞= φ_2∞u₂=0,8*221, 374=177,099 м/сек

с_2u=µ с_2u∞=0,769*177,099=136,140 м/сек

Скорость выхода из колеса:

==143,158 м/сек

Угол выхода:

=44,275/136,140=0,325

α₂=18⁰

Величины k_υ0 и k_υ2 определяются из соотношений:

k_υ1=υ_н/υ₁

k_υ2=υ_н/υ_2к

где υ_н, υ₁, υ_2к – удельные объемы газа соответственно при начальных условиях, входе на лопатки рабочего колеса и выходе из него в м³/кг

υ_н=RT_н/р_н=287*333/0,7*10⁶=0,137 м³/кг

υ₁=RT₁/р₁=287*331,211/0,687*10⁶=0,138 м³/кг

υ_2к= υ₁

= 353,776⁰K

 

υ_2к=0,138=0,115

 

k_υ1=0,137/0,138=0,987

k_υ2=0,137/0,115=1,189

Найдем ширину колеса

=0,027 м

=0,01 м

 

 

Найдем внутренний КПД

 

 

 

; 

  

;  

;

где с_к=23 м/сек [2, стр.136] – скорость газа при выходе из нагнетателя,

Δi=28 035,89/0,85=32 983,41 Дж

Δi₀=32 983,41+=31 593,658 Дж

η_i=1-(1-0,85)0,843

 

6. Профилирование лопаток рабочего колеса

Рассчитаем  радиус лопатки рабочего колеса:

=0,136 м

 

 

Найдем радиус начальной окружности:

==0,097 м

Выбираем  число лопаток так, чтобы величина угла q была меньше 10-12⁰

Пусть z=22, тогда:

угол раскрытия канала на радиусе R₁:

==11,28⁰

Угол раскрытия канала на радиусе R₂:

==7,15⁰

Мощность  на валу машины определим из уравнения:

N_e=ml₀/10³η_мех

где, η_мех=0,96 – механический КПД, учитывающий потери в подшипниках,

m=ρ*V_н=1,060*0,25=0, 265 кг/сек

ρ=1,06 кг/м³ – плотность воздуха при T=333 ⁰K

N_e=0,265*31 593,658/1000*0,96 = 87,2 кВт

 

 

 

 

 

 

7. Заключение

 

В ходе выполнения домашнего задания изучил конструкцию одноступенчатого нагнетателя и специфику расчета его основных размеров и параметров.

В соответствии с заданием выполнен чертеж одноступенчатого нагнетателя  на формате А3, а также технологическую схему включения одноступенчатого нагнетателя на формате А4.

 

 

8. Список литературы

 

1. Рис В.Ф. Центробежные компрессорные машины. М.:Машиностроение,1964, 336 с.
2.   Чистяков Ф.М., Игнатенко В.В., Романенко Н.Т., Фролов Е.С. Центробежные компрессорные машины. М.: Машиностроение,1969, 328 с.