49562

Проектирование промышленного центробежного компрессора

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Оптимизационный расчет ступени компрессора на ЭВМ Расчет КПД двухзвенной ступени компрессора Расчет улитки первой ступени

Русский

2014-01-03

1.74 MB

30 чел.

Изм

Лист

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Санкт-Петербургский Государственный Политехнический университет

Кафедра КВХТ

Курсовой проект по курсу «Турбокомпрессоры»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Проектирование промышленного центробежного компрессора

Студент __АксеновА.А.

Группа 4036/1

Преподаватель    Тучина И.А.

Руководитель   Тучина И.А.

Санкт-Петербург

2012

Содержание

1 Исходные данные 2

2 Расчетная часть 3

2.1 Расчет экономии от применения промежуточного охлаждения газа. Обоснование выбора оптимального числа секций компрессора 3

2.2 Газодинамический расчет варианта проточной части компрессора вручную (одновальный трехсекционный шестиступенчатый2+2+2 компрессор) 7

2.3 Расчет вариантов проточной части компрессора на ЭВМ. Обоснование выбора оптимального варианта 14

2.4 Оптимизационный расчет ступени компрессора на ЭВМ 22

2.5 Расчет зубчатого зацепления многовального компрессора 32

2.6 Расчет КПД двухзвенной ступени компрессора 36

2.6.1 Расчет осерадиального колеса 36

2.6.2 Расчет безлопаточного участка лопаточного диффузора 44

2.6.3 Расчет лопаточного диффузора 46

2.7 Расчет улиток компрессора 52

2.7.1 Расчет улитки первой ступени 52

2.7.2 Расчет улитки второй ступени 54

2.7.3 Расчет улитки третьей ступени 55

2.7.4 Расчет улитки четвертой ступени 56

2.8 Пересчет зубчатого зацепления многовального компрессора с учетом улиток. 57

2.9 Определение полных и статических параметров в сечениях ступеней 57

2.9.1 Расчет полных и статических параметров потока первой ступени 58

2.9.2 Расчет полных и статических параметров потока второй ступени 64

2.9.3 Расчет полных и статических параметров потока третьей ступени 67

2.9.4 Расчет полных и статических параметров потока четвертой ступени 68

2.10 Расчет сечений патрубков компрессора 69

2.11 Определение ширины концевых уплотнений и внешних утечек газа 70

2.11.1 Расчет концевого уплотнения первой ступени 71

2.11.2 Расчет концевого уплотнения второй ступени 72

2.11.3 Расчет концевого уплотнения третьей ступени 73

2.11.4 Расчет концевого уплотнения четвертой ступени 74

2.12 Расчет осевого усилия, действующего на роторы компрессора 75

2.12.1 Расчет осевого усилия, действующего на РК первой ступени 75

2.12.2 Расчет осевого усилия, действующего на РК второй ступени 76

2.12.3 Расчет осевого усилия, действующего на РК третьей ступени 77

2.12.4 Расчет осевого усилия, действующего на РК четвертой ступени 78

2.13 .  Определение входных и выходных  углов лопаток РК и лопаточного диффузора 79

2.13.1 Определение входных углов лопаток рабочего колеса и  лопаточного диффузора первой ступени 79

2.13.2 Определение выходных углов лопаток рабочего колеса  и лопаточного диффузора первой ступени 81

2.14 Расчет опорных и упорного подшипников скольжения на удельное давление 81

2.15 Построение лопаток рабочего колеса и лопаточного диффузора. 83

2.15.1 Определение формы лопаток РК 83

2.15.2 Определение формы лопаток диффузора 88

2.16 Расчет критической частоты вращения ротора на ЭВМ 89

2.17 Определение требуемой мощности компрессора 93

2.18 Описание конструкции, материалов, порядка сборки и центровки компрессора 94

2.19 Список литературы 96


Исходные данные

Спроектировать по поэлементному методу кафедры КВиХТ воздушный промышленный центробежный компрессор, сжимающий газовую среду – воздух,

физические константы:

показатель адиабатического сжатия (k) – 1,4;

универсальная газовая постоянная (R) – 287,1 Дж/(кг К);

коэффициент теплоемкости при изобарическом процессе (ср) – 1005 Дж/(кг К);

коэффициент кинематической вязкости () – 0,000015 м/с)

начальное давления (Р Н*) равное 0,0981 МПа

начальная температура (Т Н*) – 288 К;

отношение давлений (П*) машины – 10;

объемный расход (V) – 278,14 м3/мин;

массовый расход (m) – 5,5 кг/с.

Расчетная часть

Данный раздел – это поиск и решение различных вариантов исполнения центробежного компрессора (ЦК) относительно указанного технического задания и выбор наиболее оптимального.

Поиск вариантов может осуществляться исследованием влияния некоторого фиксированного параметра (влияния степени охлаждения), а также сравнением различного количественного и качественного сочетания возможных параметров (одновальная или многовальная схема исполнения центробежного компрессора, радиальные или осерадиальные рабочие колеса, втулочное отношение, коэффициенты расхода и напора, схема охлаждения и др.).

Расчет экономии от применения промежуточного охлаждения газа. Обоснование выбора оптимального числа секций компрессора

Расчет подраздела сводится к определению энергетической эффективности от промежуточного охлаждения, характеризуемой коэффициентом экономии:

Определение коэффициента экономии осуществляется относительно пяти вариантов, характеризуемых различным числом секций (z – ступень(-ни) и газоохладитель), от одной до пяти (применение более пяти секций считается не эффективным). При этом первый вариант

(z = 1) предполагает отсутствие газоохладителя в схеме ЦК.                                                            

Перед началом расчета необходимо задаться значениями политропного КПД машины (М) из предела чисел 0,76…0,84 [1], потерь в газоохладителе (Р Х* = Р Х*/Р Н*) – 0,012…0,024 [1] и отношения температуры газа после газоохладителя к начальной (Т = Т Н Z /T Н 1 – величина недоохлаждения) – 1,02…1,05 [1].

Зададимся следующими значениями указанных величин:

М = 0,8 (для всех вариантов),

Т = 1,05 (для первого варианта Т = 1),

Р Х* = 0,015 (для первого варианта Р Х* = 0).

Для представления алгоритма приведем пример расчета второго варианта (z = 2).

Определим вспомогательную величину, используемую в расчете, как

Относительное снижение давления в охладителе

Отношение давлений в первой секции

Отношение давлений в остальных секциях

Отношение давлений машины

Внутренний напор z-ой секции

где Т Н Z – начальная температура z-ой секции.

При этом ее значение для всех секций кроме первой одинаково и равно произведению начальной температуры первой секции на величину коэффициента недоохлаждения. Значение температуры первой секции равно указанной в техническом задании начальной температуре машины.

Внутренний напор машины

Значение коэффициента экономии от промежуточного охлаждения для второго варианта

Рассчитав коэффициент экономии для всех вариантов промежуточного охлаждения (см. табл.1) осуществляется предварительный выбор наиболее оптимальных вариантов с учетом усложнения и удорожания установки при увеличении количества газоохладителей. Однако окончательный выбор осуществляем по значению изотермного КПД, учитывающего термодинамическое и газодинамическое совершенство машины, распределение давления:

где НИЗ – работа, затрачиваемая на изотермное сжатие.

Таким образом, на основе полученных расчетов указываем на постоянное возрастание параметров эффективности при увеличении числа газоохладителей. Однако, как было уже сказано, выбор оптимальной схемы  осуществляется с учетом усложнения и удорожания машины при дополнительном числе газоохладителей и газовых коммуникаций.

Таблица 1. Определение совершенства применения промежуточного охлаждения

Параметр

Единица. измерения.

Вар.1

Вар.2

Вар.3

Вар.4

Вар.5

z

-

1

2

3

4

5

м

-

0,8

0,8

0,8

0,8

0,8

Tнz/Tн1

-

1

1,05

1,05

1,05

1,05

А

-

1

1,146

1,146

1,146

1,146

Px*/Pн*

-

0

0,015

0,015

0,015

0,015

Е

-

1

0,985

0,985

0,985

0,985

П1*

-

10

3,412

2,384

1,993

1,789

П2-z*

-

-

2,976

2,079

1,738

1,561

Пм*

-

10

10,152

10,307

10,464

10,623

Hi1

Дж/кг

369280,8

159198,7

105285,5

80809,4

66858,4

Hi2

Дж/кг

-

144726,7

90813,5

66337,4

52386,4

Hi3

Дж/кг

-

-

90813,5

66337,4

52386,4

Hi4

Дж/кг

-

-

-

66337,4

52386,4

Hi5

Дж/кг

-

-

-

-

52386,4

Hi м

Дж/кг

369280,8

303925,4

286912,5

279821,7

276404,2

Э

-

0

0,177

0,223

0,242

0,252

из

-

0,516

0,631

0,672

0,694

0,707

Эиз

-

0,484

0,484

0,484

0,484

0,484

ηиз

η

z

Э

Рис. 1. Зависимости значений коэффициента экономии (Э) и изотермного КПД (ИЗ) от количества применяемых промежуточных газоохладителей (числа секций – z).


Газодинамический расчет варианта проточной части компрессора вручную (одновальный трехсекционный шестиступенчатый2+2+2 компрессор)

Предварительный расчет варианта выполняется вручную и представляет собой расчет КПД ступеней и всего компрессора по упрощенным формулам с учетом зависимости КПД от условного коэффициента расхода (Фр), числа Маха (М) и коэффициента напора колеса (т):

где *п исх – КПД исходной ступени (ступени с заданным т с примерно оптимальным

значением Фр, работающая при небольших числах М в области автомодельности

по числу Re);

м – поправка, определяющая влияние числа МU на работу ступени;

ф – поправка, учитывающая влияние величины Фр;

Re – поправка, учитывающая влияние чисел Re (ввиду работы в области

автомодельности предполагается равным единице [1] ).

Значение указанных составляющих КПД ступени определим по соответствующим аппроксимированным выражениям на основе обобщения экспериментальных данных.

Вычисления выполняются с дополнительными данными (см. табл. 2), которые задаются с учетом опыта проектирования и испытания подобных машин; в качестве примера расчета выполним вычисления для первой ступенипервой секции.

где значение числа МU определяют как

где U2 z – окружная скорость на внешнем радиусе рабочего колеса ЦК z-ой секции, значение скорости для первой секции приведено в таблице дополнительных данных (см. табл.2), причём эта скорость задаётся таким образом, чтобы окончательное отношение давлений равнялось заданному условием. Значение скорости для остальных секций определяют при помощи относительной окружной скорости, отражающей степень изменения окружной скорости по секциям (U2 z):

То* – температура на входе в первую ступень секции, равная температуре на входе вэту секцию (для первой секции – равная температуре на входе в машину Тн*).

Таблица 2.Дополнительные данные.

параметр

ед. измер.

1 ступ.

2 ступ.

3 ступ.

4 ступ.

5 ступ.

6 ступ.

т

-

0,75

0,72

0,69

0,66

0,63

0,6

U2

м/сек

296

-

-

Фр

-

0,09

-

-

-

-

-

U2z

-

1

0,95

0,93

Величинытаблицы 2, в ячейках которых вместо значения содержатся прочерки, требуют определения по соответствующим формулам.

Поправка, учитывающая влияние величины Фр:

где значение Фр для первой ступени первой секции приведено в таблице дополнительных данных (см. табл. 2), для остальных ступеней и секций определяют по формуле

где D2 – наружный диаметр рабочего колеса (РК);

о* – плотность газа на входе в ступень.

КПД первой ступени

Величина потерь связанная с наличием вязкого трения и протечек

Для определения отношения давления в ступени рассчитаем значение политропного напора:

Внутренний напор ступени:

Температура на входе в первую секцию

Полная температура на входе в первую ступень секции равна температуре на входе в секцию:

Для последующих ступеней (в переделах одной секции) полная температура на входе в ступень равна полной температуре на выходе из предыдущей ступени:

Повышение полной температуры в ступени:

Полная температура на выходе из ступени:

Полное давление на входе в ступень (для первой ступени в секции):

где Рн z* – полное давление на входе в секцию;

о – плотность на входе в секцию;

С о – скорость потока газа.

Плотность на входе в секцию приближенно полагаем

Скорость потока:

Тогда

Для последующих ступеней (в пределах секции) полное давление на входе в ступень равно полному давлению на выходе из предыдущей ступени.

Давление на выходе из ступени

Плотность газа на входе в ступень по заторможенным параметрам:

Объемный расход:

Диаметр РК для первой ступени на валу:

Частота вращения ротора:

Согласно принятой схемы одновального ЦК, рабочие колеса ступеней и секций расположены на одном роторе, следовательно, имеют одинаковую частоту вращения. Таким образом, при принятом законе изменения окружной составляющей скорости и постоянстве значения частоты вращения ротора можно определить значения наружного диаметра для каждой последующей секции:

Число оборотов ротора:

Теперь аналогично рассчитываем вторую ступень секции. После этого находим параметры всей секции. Суммарный напор секции:

Политропный напор для секции:

где вх и вых- коэффициенты потери напора на входе и выходе секции соответственно,

значения коэффициентов принимаются из предела чисел вх = 0,04…0,06 и

вых = 0,1…0,2;

о вх и о вых – коэффициенты расхода на входе и выходе секции, предполагаются

равными и задаются в пределах 0,2…0,3.

Политропный напор для ступени и для секции относительно принятых значений

вх = 0,05, вых = 0,15 и о = 0,25:

КПД секции:


Отношение давлений в секциях:

При расчете остальных секций необходимо учесть, что температура на входе определяется по формулам:

Давление на входе в секцию:

Где плотность определяется по приближенной формуле:

Тогда

Па

Окружная скорость во второй секции:

Наружный диаметр во второй секции:

После расчета всех секций определим отношение давлений компрессора:

Таким образом, последовательно по ступеням производится расчет каждой секции. Данные расчетов заносятся в сводную таблицу газодинамического расчета компрессора (см. табл. 3).


Таблица 3. Газодинамический расчет компрессора.                      

Номер секции

1

2

3

Параметр

Ед. измер.

1 ступ.

2 ступ.

3 ступ.

4 ступ.

5 ступ.

6 ступ.

п*исх

-

0,820

0,824

0,827

0,831

0,834

0,838

м

-

0,955

0,963

0,961

0,967

0,963

0,968

ф

-

0,994

0,982

0,904

0,854

0,781

0,755

п*ст

-

0,778

0,779

0,719

0,686

0,627

0,612

пр +тр

-

0,01

0,0143

0,0221

0,0285

0,0433

0,0519

hп*

Дж/кг

51626,5

49839,6

40069,7

36809,9

31236,8

29270,4

hп*z

Дж/кг

101466,044

76879,606

60507,143

Hп*z

Дж/кг

100918,444

76385,397

60033,524

п*z

-

0,774

0,698

0,615

Tнz

К

287,391

301,760

301,760

Tн*z приб.

К

-

302,400

302,400

Tн*z

К

288

302,370

302,370

Рн*

Па

98100

264907,762

554336,357

П*z

-

2,739

2,120

1,822

П*м

-

10,263

U2z

м/сек

296

281,2

275,3

hi

Дж/кг

66369,1

63983,9

55764,3

53674,6

49808,5

47828,4

To*

К

288

354,039

302,370

357,856

302,370

351,930

Т*

К

66,039

63,666

55,487

53,408

49,561

47,590

To'*

К

354,039

417,705

357,856

411,264

351,930

399,521

Рo*

Па

97937,6

171823,0

264530,7

404130,7

553580,3

772485,9

Рo'*

Па

171823,0

269715,0

404130,7

564349,2

772485,9

1013658,8

o*

кг/м^3

1,184

1,690

3,047

3,934

6,377

7,645

Vo*

м^3/сек

4,643

3,254

1,805

1,398

0,862

0,719

D2

м

0,471

0,448

0,438

с^(-1)

1256,65

n

об/мин

12000

Фр

-

0,09

0,063

0,041

0,032

0,021

0,017

Мu

-

0,870

0,785

0,807

0,741

0,790

0,732

Hi м

Дж/кг

337428,8

Hиз*м

Дж/кг

192536,4

из*м

-

0,571


После определения параметров ступеней далее определим внутренний напор компрессора как сумму напоров всех ступеней:

Изотермный напор компрессора:

Изотермный КПД компрессора:

После выполнения всех выше изложенных вычислений необходимо сравнить полученное расчетным образом значение величины отношения давлений машины (Пм*) с указанным в техническом задании; разница (погрешность) значений описанных величин не должна превышать 3…5 процентов. Очевидно, что в проведённом расчёте значения отношений давлений совпали с точностью до десятой и погрешность равна 2,6%.


Расчет вариантов проточной части компрессора на ЭВМ. Обоснование выбора оптимального варианта

В отличие от ручного счета (подраздел 2.2) определение КПД на ЭВМ производится по упрощенной математической модели, т. е. при вариантном расчете на ЭВМ КПД ступеней рассчитывается более точно, что позволяет достаточно обоснованно сделать выбор оптимального варианта проточной части компрессора.

В ходе вариантных расчетов на ЭВМ производится оптимизация компрессора по максимальному КПД. При этом варьируются число роторов (одновальная, двухвальная или трехвальная схема компрессора); число ступеней (пяти или шести ступенчатая для одновальной схемы, четырех ступенчатая для двухвальной схемы и пяти ступенчатая для трехвальной); условный коэффициент расхода первой ступени (не больше 0,12); схема газоохлаждения; тип рабочих колес (радиальные или осерадиальные); коэффициенты напора ступеней (максимальное значение 0,73, далее при одновальном расположении рабочих колес наблюдается плавное падение значения по ступеням); распределение относительной окружной скорости по ступеням (от 1,0 до 0,9).

При этом в процессе оптимизации необходимо следить за результатами расчета ЭВМ: значение условного коэффициента расхода на последней ступени должно быть не менее 0,02; число Маха не должно превышать значение 0,85…0,9 (0,95); частота вращения не больше

25000 об/мин.

При соблюдении выше указанных условий оптимальный вариант выбирается по максимальному значению КПД (обозначение в распечатке – ETAt) с учетом усложнения и удорожания конструкции.

Таким образом, было просчитано 22 варианта, в каждом из которых менялись параметры:

  1.  Коэффициент расхода F
  2.  Коэффициентнапора PSIt
  3.  Втулочное отношение Dhb
  4.  Схемы ступеней

Постоянными оставались следующие параметры:

***** Compressor parameters ******

   Mass flow,                           m= 5.53 kg/s

   Outlet pressure,                  Pout= 9.192 Atm (9.0084E+05 Pa)

   Inlet pressure,                    Pin= 1.001 Atm (9.8100E+04 Pa)

   Inlet temperature,                 Tin= 298.00 K

   ***** Gas parameters ******

   Isentropic coefficient               k= 1.4000

   Gas constant,                        R= 287.10 J/kg/K

   Dynamic viscosity coefficient,     muu= 1.5000E-03 n*s/m^2


   *** Variant # 1 ***

   Amount of rotors, nr=1

   Amount of stages on rotor #1, nst=6

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Intercooler after stage #4,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=10038.93 Dhb=0.25                                                |

| 1 |3D+VD |0.0900|0.7722|0.7500| 1.040E+07|262.74|0.4999|0.8465|288.00|342.10|

| 2 |2D+VD |0.0642|0.7086|0.7200| 1.450E+07|262.74|0.4999|0.8517|342.10|394.04|

| 3 |2D+VD |0.0432|0.7237|0.6900| 2.280E+07|249.61|0.4749|0.8475|296.00|340.92|

| 4 |2D+VD |0.0327|0.6743|0.6600| 3.010E+07|249.61|0.4749|0.8384|340.92|383.89|

| 5 |2D+VD |0.0217|0.7084|0.6300| 4.630E+07|244.35|0.4649|0.8077|296.00|335.31|

| 6 |2D+VD |0.0173|0.6656|0.6000| 5.820E+07|244.35|0.4649|0.7922|335.31|372.74|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.704

      Power consumption,        Nc=1495.91 kW

   *** Variant # 2 ***

   Amount of rotors, nr=1

   Amount of stages on rotor #1, nst=6

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Intercooler after stage #4,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=11155.46 Dhb=0.3                                                 |

| 1 |3D+VD |0.1100|0.7749|0.7500| 9.400E+06|263.64|0.4514|0.8424|288.00|340.43|

| 2 |3D+VD |0.0794|0.7127|0.7200| 1.300E+07|263.64|0.4514|0.8493|340.43|390.96|

| 3 |2D+VD |0.0542|0.7261|0.6900| 2.010E+07|250.46|0.4288|0.8487|296.00|339.97|

| 4 |2D+VD |0.0412|0.6776|0.6600| 2.640E+07|250.46|0.4288|0.8477|339.97|382.28|

| 5 |2D+VD |0.0274|0.7108|0.6300| 4.050E+07|245.19|0.4198|0.8249|296.00|335.17|

| 6 |2D+VD |0.0217|0.6680|0.6000| 5.130E+07|245.19|0.4198|0.8093|335.17|372.85|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.709

      Power consumption,        Nc=1470.62 kW

   *** Variant # 3 ***

   Amount of rotors, nr=1

   Amount of stages on rotor #1, nst=5

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Intercooler after stage #4,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=12098.91 Dhb=0.3                                                 |

| 1 |3D+VD |0.1000|0.8444|0.7500| 1.030E+07|287.29|0.4535|0.8228|288.00|350.32|

| 2 |2D+VD |0.0692|0.7656|0.7200| 1.490E+07|287.29|0.4535|0.8499|350.32|410.43|

| 3 |2D+VD |0.0432|0.7913|0.6900| 2.510E+07|272.93|0.4308|0.8447|296.00|348.44|

| 4 |2D+VD |0.0314|0.7293|0.6600| 3.450E+07|272.93|0.4308|0.8326|348.44|399.04|

| 5 |2D+VD |0.0195|0.7746|0.6300| 5.690E+07|267.18|0.4218|0.7940|296.00|343.14|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.692

      Power consumption,        Nc=1506.62 kW


   *** Variant # 4 ***

   Amount of rotors, nr=1

   Amount of stages on rotor #1, nst=6

   Intercooler after stage #1,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Intercooler after stage #3,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Intercooler after stage #5,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=11343.56 Dhb=0.3                                                 |

| 1 |3D+VD |0.1100|0.7836|0.7000| 9.460E+06|266.60|0.4489|0.8471|288.00|338.06|

| 2 |2D+VD |0.0714|0.7729|0.6800| 1.460E+07|266.60|0.4489|0.8515|296.00|344.89|

| 3 |2D+VD |0.0615|0.6802|0.6600| 1.780E+07|253.27|0.4264|0.8541|344.89|387.82|

| 4 |2D+VD |0.0377|0.7343|0.6400| 2.900E+07|253.27|0.4264|0.8447|296.00|338.06|

| 5 |2D+VD |0.0310|0.6726|0.6200| 3.610E+07|247.94|0.4174|0.8365|338.06|377.35|

| 6 |2D+VD |0.0200|0.7188|0.6000| 5.600E+07|247.94|0.4174|0.8009|296.00|334.67|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.721

      Power consumption,        Nc=1447.48 kW

   *** Variant # 5 ***

   Amount of rotors, nr=1

   Amount of stages on rotor #1, nst=6

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Intercooler after stage #4,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=11154.26 Dhb=0.3                                                 |

| 1 |2D+VD |0.1000|0.7998|0.6800| 1.000E+07|272.13|0.4660|0.8276|288.00|340.62|

| 2 |2D+VD |0.0727|0.7355|0.6600| 1.380E+07|272.13|0.4660|0.8545|340.62|391.70|

| 3 |2D+VD |0.0493|0.7495|0.6400| 2.140E+07|258.53|0.4427|0.8521|296.00|340.70|

| 4 |2D+VD |0.0373|0.6986|0.6200| 2.830E+07|258.53|0.4427|0.8472|340.70|384.00|

| 5 |2D+VD |0.0246|0.7337|0.6000| 4.380E+07|253.09|0.4333|0.8190|296.00|336.16|

| 6 |2D+VD |0.0194|0.6885|0.5800| 5.560E+07|253.09|0.4333|0.8015|336.16|374.98|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.705

      Power consumption,        Nc=1495.91 kW

   *** Variant # 6 ***

   Amount of rotors, nr=1

   Amount of stages on rotor #1, nst=6

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=14357.8 Dhb=0.3                                                  |

| 1 |3D+VD |0.1200|0.8907|0.7300| 9.650E+06|303.03|0.4031|0.8103|288.00|355.37|

| 2 |2D+VD |0.0816|0.8018|0.7000| 1.420E+07|303.03|0.4031|0.8327|355.37|420.26|

| 3 |2D+VD |0.0690|0.7004|0.6700| 1.770E+07|287.88|0.3829|0.8550|420.26|476.45|

| 4 |2D+VD |0.0537|0.6578|0.6400| 2.270E+07|287.88|0.3829|0.8553|476.45|530.37|

| 5 |2D+VD |0.0463|0.6104|0.6100| 2.690E+07|281.82|0.3749|0.8561|530.37|579.80|

| 6 |2D+VD |0.0387|0.5838|0.5800| 3.220E+07|281.82|0.3749|0.8532|579.80|627.03|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Polytropic Efficiency,  ETAp=0.842

      Power consumption,        Nc=1873.73 kW


   *** Variant # 7 ***

   Amount of rotors, nr=2

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=14598.4 Dhb=0.3                                                  |

| 1 |2D+VD |0.0900|0.9912|0.6800| 1.180E+07|337.25|0.4412|0.7924|288.00|366.01|

| 2 |2D+VD |0.0588|0.8793|0.6600| 1.800E+07|337.25|0.4412|0.8535|366.01|442.19|

|Rotor # 2 n=24472.34 Dhb=0.3                                                 |

| 3 |2D+VD |0.0900|0.9288|0.6400| 2.070E+07|320.38|0.2500|0.8132|296.00|362.23|

| 4 |2D+VD |0.0620|0.8396|0.6200| 3.010E+07|320.38|0.2500|0.8600|362.23|426.73|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.659

      Power consumption,        Nc=1574.67 kW

   *** Variant # 8 ***

   Amount of rotors, nr=2

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=15097.9 Dhb=0.3                                                  |

| 1 |3D+VD |0.1000|0.9787|0.7200| 1.110E+07|332.99|0.4212|0.7974|288.00|368.39|

| 2 |2D+VD |0.0643|0.8654|0.6900| 1.720E+07|332.99|0.4212|0.8522|368.39|445.88|

|Rotor # 2 n=25651.92 Dhb=0.3                                                 |

| 3 |2D+VD |0.1000|0.9171|0.6600| 1.980E+07|316.34|0.2355|0.7976|296.00|362.50|

| 4 |2D+VD |0.0696|0.8288|0.6300| 2.850E+07|316.34|0.2355|0.8463|362.50|426.27|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.653

      Power consumption,        Nc=1592.5 kW

   *** Variant # 9 ***

   Amount of rotors, nr=2

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=13914.15 Dhb=0.3                                                 |

| 1 |3D+VD |0.1000|0.9269|0.8000| 1.080E+07|315.35|0.4329|0.7999|288.00|368.06|

| 2 |3D+VD |0.0643|0.8199|0.7700| 1.680E+07|315.35|0.4329|0.8438|368.06|445.54|

|Rotor # 2 n=23573.73 Dhb=0.3                                                 |

| 3 |2D+VD |0.1000|0.8685|0.7400| 1.920E+07|299.58|0.2427|0.7993|296.00|362.82|

| 4 |2D+VD |0.0694|0.7845|0.7000| 2.770E+07|299.58|0.2427|0.8554|362.82|426.31|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.654

      Power consumption,        Nc=1590.86 kW


   *** Variant # 10 ***

   Amount of rotors, nr=2

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

   Intercooler after stage #4,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=13784.4 Dhb=0.3                                                  |

| 1 |3D+VD |0.0900|0.9540|0.7500| 1.150E+07|324.59|0.4497|0.8070|288.00|367.64|

| 2 |2D+VD |0.0576|0.8444|0.7200| 1.800E+07|324.59|0.4497|0.8476|367.64|444.59|

|Rotor # 2 n=23383.55 Dhb=0.3                                                 |

| 3 |2D+VD |0.0900|0.8940|0.6900| 2.060E+07|308.36|0.2519|0.8148|296.00|362.11|

| 4 |2D+VD |0.0620|0.8083|0.6600| 2.990E+07|308.36|0.2519|0.8573|362.11|425.68|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.656

      Power consumption,        Nc=1582.1 kW

   *** Variant # 11 ***

   Amount of rotors, nr=2

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

   Intercooler after stage #4,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=13647.31 Dhb=0.3                                                 |

| 1 |3D+VD |0.0900|0.9477|0.7500| 1.150E+07|322.43|0.4512|0.8083|288.00|366.59|

| 2 |2D+VD |0.0579|0.8400|0.7200| 1.790E+07|322.43|0.4512|0.8476|366.59|442.51|

|Rotor # 2 n=19552.7 Dhb=0.3                                                  |

| 3 |2D+VD |0.0650|0.8881|0.6900| 2.400E+07|306.31|0.2992|0.8526|296.00|361.53|

| 4 |2D+VD |0.0437|0.8035|0.6600| 3.570E+07|306.31|0.2992|0.8518|361.53|424.68|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.665

      Power consumption,        Nc=1565.11 kW

   *** Variant # 12 ***

   Amount of rotors, nr=2

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #1,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

   Intercooler after stage #3,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=12220.77 Dhb=0.3                                                 |

| 1 |3D+VD |0.0800|0.9157|0.7200| 1.200E+07|311.55|0.4869|0.8217|288.00|358.57|

| 2 |2D+VD |0.0444|0.9032|0.7000| 2.160E+07|311.55|0.4869|0.8436|296.00|365.30|

|Rotor # 2 n=17800.93 Dhb=0.3                                                 |

| 3 |2D+VD |0.0600|0.8581|0.6800| 2.450E+07|295.97|0.3175|0.8523|296.00|356.38|

| 4 |2D+VD |0.0350|0.8581|0.6600| 4.200E+07|295.97|0.3175|0.8406|296.00|355.28|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.728

      Power consumption,        Nc=1434.34 kW


   *** Variant # 13 ***

   Amount of rotors, nr=2

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #1,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

   Intercooler after stage #3,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=12229.67 Dhb=0.25                                                |

| 1 |3D+VD |0.0800|0.9161|0.7300| 1.200E+07|311.70|0.4868|0.8245|288.00|359.61|

| 2 |2D+VD |0.0440|0.9037|0.7000| 2.180E+07|311.70|0.4868|0.8468|296.00|365.38|

|Rotor # 2 n=18666.77 Dhb=0.25                                                |

| 3 |2D+VD |0.0650|0.8585|0.6700| 2.370E+07|296.11|0.3030|0.8572|296.00|355.48|

| 4 |2D+VD |0.0381|0.8585|0.6400| 4.040E+07|296.11|0.3030|0.8507|296.00|353.44|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.733

      Power consumption,        Nc=1425.37 kW

   *** Variant # 14 ***

   Amount of rotors, nr=2

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #1,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

   Intercooler after stage #3,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=11843.05 Dhb=0.25                                                |

| 1 |3D+VD |0.0750|0.9162|0.7300| 1.240E+07|311.73|0.5027|0.8266|288.00|359.69|

| 2 |2D+VD |0.0411|0.9038|0.7000| 2.260E+07|311.73|0.5027|0.8444|296.00|365.50|

|Rotor # 2 n=17950.38 Dhb=0.25                                                |

| 3 |2D+VD |0.0600|0.8586|0.6700| 2.470E+07|296.14|0.3151|0.8564|296.00|355.57|

| 4 |2D+VD |0.0352|0.8586|0.6400| 4.210E+07|296.14|0.3151|0.8465|296.00|353.57|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.732

      Power consumption,        Nc=1427.75 kW

   *** Variant # 15 ***

   Amount of rotors, nr=3

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #1,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

   Intercooler after stage #3,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #3, nst=2

   Intercooler after stage #5,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=9235.7 Dhb=0.25                                                  |

| 1 |3D+VD |0.0750|0.7763|0.7300| 1.140E+07|264.11|0.5462|0.8491|288.00|339.46|

| 2 |2D+VD |0.0480|0.7657|0.7000| 1.780E+07|264.11|0.5462|0.8481|296.00|345.74|

|Rotor # 2 n=11139.19 Dhb=0.25                                                |

| 3 |2D+VD |0.0600|0.6731|0.6700| 1.810E+07|250.90|0.4302|0.8546|345.74|388.53|

| 4 |2D+VD |0.0368|0.7274|0.6400| 2.950E+07|250.90|0.4302|0.8469|296.00|337.32|

|Rotor # 3 n=14300.94 Dhb=0.25                                                |

| 5 |2D+VD |0.0500|0.6671|0.6100| 2.850E+07|245.62|0.3280|0.8593|337.32|374.80|

| 6 |2D+VD |0.0324|0.7121|0.5800| 4.390E+07|245.62|0.3280|0.8471|296.00|332.04|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.731

      Power consumption,        Nc=1430.51 kW


   *** Variant # 16 ***

   Amount of rotors, nr=3

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #1,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

   Intercooler after stage #3,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #3, nst=2

   Intercooler after stage #5,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=9593.7 Dhb=0.25                                                  |

| 1 |3D+VD |0.0800|0.7792|0.7000| 1.110E+07|265.12|0.5278|0.8515|288.00|337.70|

| 2 |2D+VD |0.0519|0.7686|0.6800| 1.700E+07|265.12|0.5278|0.8513|296.00|344.63|

|Rotor # 2 n=11552.11 Dhb=0.25                                                |

| 3 |2D+VD |0.0650|0.6767|0.6600| 1.720E+07|251.87|0.4164|0.8561|344.63|387.05|

| 4 |2D+VD |0.0400|0.7302|0.6400| 2.800E+07|251.87|0.4164|0.8507|296.00|337.55|

|Rotor # 3 n=14240.17 Dhb=0.25                                                |

| 5 |2D+VD |0.0500|0.6694|0.6200| 2.820E+07|246.57|0.3307|0.8586|337.55|375.93|

| 6 |2D+VD |0.0322|0.7148|0.6000| 4.380E+07|246.57|0.3307|0.8449|296.00|333.56|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.732

      Power consumption,        Nc=1427.21 kW

   *** Variant # 17 ***

   Amount of rotors, nr=3

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #1,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

   Intercooler after stage #3,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #3, nst=2

   Intercooler after stage #5,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=9262.62 Dhb=0.3                                                  |

| 1 |3D+VD |0.0750|0.7778|0.7300| 1.140E+07|264.62|0.5456|0.8458|288.00|339.66|

| 2 |2D+VD |0.0480|0.7672|0.7000| 1.780E+07|264.62|0.5456|0.8447|296.00|345.93|

|Rotor # 2 n=11622.32 Dhb=0.3                                                 |

| 3 |2D+VD |0.0650|0.6742|0.6700| 1.740E+07|251.39|0.4131|0.8522|345.93|388.83|

| 4 |2D+VD |0.0398|0.7288|0.6400| 2.840E+07|251.39|0.4131|0.8473|296.00|337.39|

|Rotor # 3 n=14341.72 Dhb=0.3                                                 |

| 5 |2D+VD |0.0500|0.6683|0.6100| 2.850E+07|246.10|0.3277|0.8562|337.39|375.02|

| 6 |2D+VD |0.0324|0.7135|0.5800| 4.390E+07|246.10|0.3277|0.8436|296.00|332.18|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.728

Power consumption,        Nc=1435.24 kW

Данные расчета центробежного компрессора по математической модели на ЭВМ представлены на следующих страницах.

Для удобства просмотра и выбора оптимального варианта представим результаты расчета на ЭВМ в виде сводной таблицы (см. табл. 4)

Сводная таблица вариантов расчета на ЭВМ.                                                                   Таблица 4.

Наиболее полно указанным требованиям удовлетворяет вариант двухвальной машины (вар. 13): имеет один из самых высоких значений КПД, близкие к оптимальной зоне условные коэффициенты расхода, приемлемые значения чисел Маха и допустимую окружную скорость.


Оптимизационный расчет ступени компрессора на ЭВМ

Возможности упрощенной математической модели по оптимизации проточной части ступеней довольно большие – оптимизируются все меридиональные размеры проточной части, диффузорности лопаточных решеток и числа лопаток. Несмотря на большое количество определяющих параметров, простота модели и маленький объем расчетов по одному варианту позволили построить циклы последовательного поиска оптимального решения направленным перебором вариантов.

В общих чертах оптимизация сводится к обеспечению диффузорности рабочего колеса (обозначение– WT) и лопаточного диффузора (Cd) в рекомендованных пределах (Wрк = (0,55) 0,6…0,75 (0,85); Слд> 0,5…0,48 (0,45)), числа лопаток (РК – Zim и ЛД – Zvd) – некоторое четное значение 12…28 (30) для рабочих колес и нечетное 13…21(23) для лопаточного диффузора, при задании значений угла выхода потока (AL2) из предела чисел более 18…30 градусов; значения величины α4-α3 (DАL34) из предела чисел (5)10…20 градусов; нагрузки РК (DWim) в пределах 0,22…0,32 (0,35) и ЛД (DCvd) – 0,15…0,25; D 3 = (1,1…1,2) D 2; D 4 = (1,35…1,45) D 2.

         Данные оптимизационного расчета выбранного в предыдущем разделе оптимального варианта центробежного компрессора и графики зависимостей величин представлены далее.

***** Compressor parameters ******

   Mass flow,                           m= 30.58 kg/s

   Outlet pressure,                  Pout= 9.259 Atm (9.0743E+05 Pa)

   Inlet pressure,                    Pin= 1.001 Atm (9.8100E+04 Pa)

Inlet temperature,                 Tin= 298.00 K

   ***** Gas parameters ******

   Isentropic coefficient               k= 1.4000

   Gas constant,                        R= 287.10 J/kg/K

   Dynamic viscosity coefficient,     muu= 1.5000E-05 n*s/m^2

*** Variant # 13 ***

   Amount of rotors, nr=2

   Amount of stages on rotor #1, nst=2

   Intercooler after stage #1,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Intercooler after stage #2,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

   Amount of stages on rotor #2, nst=2

   Intercooler after stage #3,  dTc=8.00 K,    dPc=1.500 %

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

| # | Type |  F   |  Mu  | PSIt |   Reu    |  U2  |  D2  |  ETA |  Tin | Tout |

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

|Rotor # 1 n=12229.67 Dhb=0.25                                                |

| 1 |3D+VD |0.0800|0.9161|0.7300| 1.200E+07|311.70|0.4868|0.8245|288.00|359.61|

| 2 |2D+VD |0.0440|0.9037|0.7000| 2.180E+07|311.70|0.4868|0.8468|296.00|365.38|

|Rotor # 2 n=18666.77 Dhb=0.25                                                |

| 3 |2D+VD |0.0650|0.8585|0.6700| 2.370E+07|296.11|0.3030|0.8572|296.00|355.48|

| 4 |2D+VD |0.0381|0.8585|0.6400| 4.040E+07|296.11|0.3030|0.8507|296.00|353.44|

+---+------+------+------+------+----------+------+------+------+------+------+

      Thermal Efficiency,     ETAt=0.733

      Power consumption,        Nc=1425.37 kW


Stage # 1

     **** Input data ****

       F      =  .800E-01

       PSIt   =  .730E+00

       Mu     =  .916E+00

       K      =  .140E+01

       Reu    =  .120E+08

       Dhb    =  .250E+00

       DELim  =  .120E-01

       DELvd  =  .150E-01

       NUscr  =  .180E+03

       Kp     =  .450E+00

    Stage exit -  Scroll

    Impeller   -  3D     

    Diffuser   -  VD     

    **** Optimization parameters *****

        Ad     =  .100E+01-

        AL2    =  .180E+02-

        DWim   =  .300E+00-

        DCvd   =  .200E+00-

        DAL34  =  .100E+02-

        B3/B2  =  .100E+01-

        D3     =  .115E+01-

        D4     =  .145E+01-

    ******* Calculation rezults ********

    +------------------+------------------+------------------+

    |    Impeller      |   Diffuser       |      Scroll      |

    +------------------+------------------+------------------+

    |            Stage's geometry parameters                 |

    | D1=     .572E+00 | D3=     .115E+01 | D180=   .247E+01 |

    | D0=     .572E+00 | D4=     .145E+01 | D360=   .289E+01 |

    | B1=     .161E+00 | B3=     .637E-01 | Ds180=  .509E+00 |

    | B2=     .637E-01 | B4=     .637E-01 | Ds360=  .719E+00 |

    | BT1'=   .312E+02 | AL3'=   .198E+02 | AL4=    .298E+02 |

    | BT2'=   .425E+02 | AL4'=   .298E+02 | NUscr=  .180E+03 |

    | Zim=    .148E+02 | Zvd=    .212E+02 |------------------|

    | WT=     .548E+00 | Cd=     .437E+00 |------------------|

    | BTbl1=  .332E+02 | ALbl3=  .188E+02 | ALscr=  .288E+02 |

    | BTbl2=  .715E+02 | ALbl4=  .328E+02 |------------------|

    | Rblim=---------- | Rblvd=  .149E+01 |------------------|

    |               flow rates in control planes             |

    | F0=     .303E+00 | F2=     .237E+00 | F4=     .141E+00 |

    | F1=     .303E+00 | F3=     .206E+00 | F180=   .201E+00 |

    | F1'=    .347E+00 | F3'=    .228E+00 | F360=   .100E+00 |

    | F2'=    .248E+00 | F4'=    .146E+00 |------------------|

    |         efficiency losses in elements                  |

    | dETim=  .387E-01 | dETvd=  .359E-01 | dETsc=  .204E-01 |

    | dETin=  .000E+00 | dETvl=  .172E-01 |------------------|

    |          loss coefficients of elements                 |

    | Sim=    .126E+00 | Svd=    .113E+00 | Sscr=   .349E+00 |

    | Sin=    .000E+00 | Svl=    .426E-01 |------------------|

    +------------------+------------------+------------------+

          Disk friction coefficient,         BETfr=  .103E-01

          Disk leakage coefficient,          BETlk=  .506E-02

          Disk leakage-friction coefficient, BETim=  .153E-01

          Polytropic efficiency 2-2,      ETA(0-2)= .947

          Polytropic efficiency 4-4,      ETA(0-4)= .895

          Polytropic efficiency,               ETA= .874


    ***  Stage performances  ***

 +---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

 | N |   F    |  ETA   |  PSIi  |  PSIp  |   Pi   |   KN   |   Kn   |

 +---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

 |  1|   .0696|   .8546|   .7662|   .6548|  1.9831|   .0533|   .3624|

 |  2|   .0736|   .8689|   .7565|   .6573|  1.9902|   .0557|   .3716|

 |  3|   .0776|   .8786|   .7469|   .6563|  1.9898|   .0580|   .3821|

 |  4|   .0800|   .8821|   .7412|   .6538|  1.9858|   .0593|   .3890|

 |  5|   .0840|   .8820|   .7317|   .6453|  1.9700|   .0615|   .4025|

 |  6|   .0880|   .8721|   .7223|   .6299|  1.9399|   .0636|   .4196|

 |  7|   .0920|   .8584|   .7129|   .6119|  1.9052|   .0656|   .4384|

 |  8|   .0960|   .8421|   .7036|   .5925|  1.8681|   .0675|   .4588|

 |  9|   .1000|   .8233|   .6943|   .5716|  1.8289|   .0694|   .4810|

 | 10|   .1040|   .7997|   .6850|   .5478|  1.7849|   .0712|   .5065|

 | 11|   .1080|   .7708|   .6758|   .5209|  1.7360|   .0730|   .5360|

 | 12|   .1120|   .7247|   .6580|   .4768|  1.6590|   .0737|   .5832|

 | 13|   .1160|   .5881|   .6043|   .3554|  1.4625|   .0701|   .7400|

 | 14|   .1168|   .4796|   .5856|   .2809|  1.3516|   .0684|   .8858|

 +---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

Рис 2 Характеристики первой ступени

Stage # 2

**** Input data ****

       F      =  .440E-01

       PSIt   =  .700E+00

       Mu     =  .904E+00

       K      =  .140E+01

       Reu    =  .218E+08

       Dhb    =  .250E+00

       DELim  =  .120E-01

       DELvd  =  .150E-01

       NUscr  =  .180E+03

       Kp     =  .450E+00

    Stage exit -  Scroll

    Impeller   -  2D     

    Diffuser   -  VD     


    **** Optimization parameters *****

        Kf     =  .100E+01-

        Kd     =  .100E+01-

        Ad     =  .100E+01-

        AL2    =  .180E+02-

        DWim   =  .300E+00-

        DCvd   =  .200E+00-

        DAL34  =  .100E+02-

        B3/B2  =  .100E+01-

        D3     =  .115E+01-

        D4     =  .145E+01-

    ******* Calculation rezults ********

    +------------------+------------------+------------------+

    |    Impeller      |   Diffuser       |      Scroll      |

    +------------------+------------------+------------------+

    |            Stage's geometry parameters                 |

    | D1=     .508E+00 | D3=     .115E+01 | D180=   .223E+01 |

    | D0=     .508E+00 | D4=     .145E+01 | D360=   .255E+01 |

    | B1=     .963E-01 | B3=     .371E-01 | Ds180=  .388E+00 |

    | B2=     .371E-01 | B4=     .371E-01 | Ds360=  .549E+00 |

    | BT1'=   .307E+02 | AL3'=   .197E+02 | AL4=    .297E+02 |

    | BT2'=   .391E+02 | AL4'=   .297E+02 | NUscr=  .180E+03 |

    | Zim=    .225E+02 | Zvd=    .209E+02 |------------------|

    | WT=     .654E+00 | Cd=     .442E+00 |------------------|

    | BTbl1=  .279E+02 | ALbl3=  .187E+02 | ALscr=  .288E+02 |

    | BTbl2=  .663E+02 | ALbl4=  .327E+02 |------------------|

    | Rblim= -.392E+01 | Rblvd=  .149E+01 |------------------|

    |               flow rates in control planes             |

    | F0=     .226E+00 | F2=     .227E+00 | F4=     .136E+00 |

    | F1=     .226E+00 | F3=     .198E+00 | F180=   .195E+00 |

    | F1'=    .302E+00 | F3'=    .218E+00 | F360=   .975E-01 |

    | F2'=    .244E+00 | F4'=    .142E+00 |------------------|

    |         efficiency losses in elements                  |

    | dETim=  .311E-01 | dETvd=  .333E-01 | dETsc=  .244E-01 |

    | dETin=  .268E-02 | dETvl=  .230E-01 |------------------|

    |          loss coefficients of elements                 |

    | Sim=    .124E+00 | Svd=    .109E+00 | Sscr=   .425E+00 |

    | Sin=    .193E-01 | Svl=    .594E-01 |------------------|

    +------------------+------------------+------------------+

          Disk friction coefficient,         BETfr=  .170E-01

          Disk leakage coefficient,          BETlk=  .816E-02

          Disk leakage-friction coefficient, BETim=  .252E-01

          Polytropic efficiency 2-2,      ETA(0-2)= .943

          Polytropic efficiency 4-4,      ETA(0-4)= .888

          Polytropic efficiency,               ETA= .864

    ***  Stage performances  ***

 +---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

 | N |   F    |  ETA   |  PSIi  |  PSIp  |   Pi   |   KN   |   Kn   |

+---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

 |  1|   .0374|   .8333|   .7522|   .6268|  1.8980|   .0281|   .2745|

 |  2|   .0396|   .8500|   .7405|   .6294|  1.9050|   .0293|   .2816|

 |  3|   .0418|   .8622|   .7290|   .6286|  1.9053|   .0305|   .2896|

 |  4|   .0440|   .8684|   .7176|   .6232|  1.8967|   .0316|   .2991|

 |  5|   .0462|   .8661|   .7064|   .6118|  1.8765|   .0326|   .3107|

 |  6|   .0484|   .8563|   .6952|   .5953|  1.8467|   .0336|   .3246|

 |  7|   .0506|   .8446|   .6840|   .5777|  1.8152|   .0346|   .3394|

 |  8|   .0528|   .8302|   .6722|   .5581|  1.7805|   .0355|   .3559|

 |  9|   .0550|   .8117|   .6578|   .5339|  1.7385|   .0362|   .3755|

 | 10|   .0572|   .7838|   .6351|   .4978|  1.6773|   .0363|   .4036|

 | 11|   .0594|   .7246|   .5910|   .4282|  1.5646|   .0351|   .4604|

 | 12|   .0612|   .5317|   .5209|   .2770|  1.3397|   .0319|   .6478|

 +---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

Рис. 3 Характеристики второй ступени

Stage # 3

**** Input data ****

       F      =  .650E-01

       PSIt   =  .670E+00

       Mu     =  .859E+00

       K      =  .140E+01

       Reu    =  .237E+08

       Dhb    =  .250E+00

       DELim  =  .120E-01

       DELvd  =  .150E-01

       NUscr  =  .180E+03

       Kp     =  .450E+00

    Stage exit -  Scroll

    Impeller   -  2D     

    Diffuser   -  VD     

    **** Optimization parameters *****

        Kf     =  .100E+01-

        Kd     =  .100E+01-

        Ad     =  .100E+01-

        AL2    =  .180E+02-

        DWim   =  .270E+00-

        DCvd   =  .200E+00-

        DAL34  =  .100E+02-

        B3/B2  =  .100E+01-

        D3     =  .115E+01-

        D4     =  .145E+01-

    ******* Calculation rezults ********

    +------------------+------------------+------------------+

    |    Impeller      |   Diffuser       |      Scroll      |

    +------------------+------------------+------------------+

    |            Stage's geometry parameters                 |

    | D1=     .559E+00 | D3=     .115E+01 | D180=   .243E+01 |

    | D0=     .559E+00 | D4=     .145E+01 | D360=   .283E+01 |

    | B1=     .112E+00 | B3=     .588E-01 | Ds180=  .488E+00 |

    | B2=     .588E-01 | B4=     .588E-01 | Ds360=  .691E+00 |

    | BT1'=   .313E+02 | AL3'=   .198E+02 | AL4=    .298E+02 |

    | BT2'=   .355E+02 | AL4'=   .298E+02 | NUscr=  .180E+03 |

    | Zim=    .235E+02 | Zvd=    .206E+02 |------------------|

    | WT=     .619E+00 | Cd=     .451E+00 |------------------|

    | BTbl1=  .286E+02 | ALbl3=  .188E+02 | ALscr=  .289E+02 |

    | BTbl2=  .588E+02 | ALbl4=  .328E+02 |------------------|

    | Rblim=  .633E+01 | Rblvd=  .150E+01 |------------------|

    |               flow rates in control planes             |

    | F0=     .260E+00 | F2=     .218E+00 | F4=     .134E+00 |

    | F1=     .260E+00 | F3=     .189E+00 | F180=   .191E+00 |

    | F1'=    .340E+00 | F3'=    .210E+00 | F360=   .955E-01 |

    | F2'=    .235E+00 | F4'=    .139E+00 |------------------|

    |         efficiency losses in elements                  |

    | dETim=  .428E-01 | dETvd=  .291E-01 | dETsc=  .200E-01 |

    | dETin=  .390E-02 | dETvl=  .156E-01 |------------------|

    |          loss coefficients of elements                 |

    | Sim=    .134E+00 | Svd=    .998E-01 | Sscr=   .351E+00 |

    | Sin=    .226E-01 | Svl=    .420E-01 |------------------|

    +------------------+------------------+------------------+

          Disk friction coefficient,         BETfr=  .115E-01

          Disk leakage coefficient,          BETlk=  .608E-02

          Disk leakage-friction coefficient, BETim=  .176E-01

          Polytropic efficiency 2-2,      ETA(0-2)= .937

          Polytropic efficiency 4-4,      ETA(0-4)= .893

          Polytropic efficiency,               ETA= .873

    ***  Stage performances  ***

 +---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

 | N |   F    |  ETA   |  PSIi  |  PSIp  |   Pi   |   KN   |   Kn   |

+---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

 |  1|   .0546|   .8392|   .7226|   .6065|  1.7635|   .0395|   .3400|

 |  2|   .0578|   .8575|   .7098|   .6086|  1.7687|   .0411|   .3490|

 |  3|   .0611|   .8706|   .6970|   .6068|  1.7673|   .0426|   .3595|

 |  4|   .0643|   .8774|   .6843|   .6004|  1.7583|   .0440|   .3719|

 |  5|   .0650|   .8777|   .6818|   .5985|  1.7554|   .0443|   .3747|

 |  6|   .0683|   .8737|   .6692|   .5847|  1.7344|   .0457|   .3907|

 |  7|   .0715|   .8623|   .6567|   .5663|  1.7060|   .0470|   .4096|

 |  8|   .0747|   .8485|   .6440|   .5465|  1.6758|   .0481|   .4302|

 |  9|   .0780|   .8317|   .6301|   .5241|  1.6421|   .0492|   .4534|

 | 10|   .0812|   .8095|   .6115|   .4950|  1.5993|   .0497|   .4830|

 | 11|   .0845|   .7717|   .5784|   .4463|  1.5300|   .0489|   .5323|

 | 12|   .0877|   .6666|   .5090|   .3393|  1.3857|   .0447|   .6663|

 | 13|   .0897|   .2631|   .4322|   .1137|  1.1168|   .0388|  1.5295|

 +---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+


Рис. 4 Характеристики третьей ступени

Stage # 4

**** Input data ****

       F      =  .381E-01

       PSIt   =  .640E+00

       Mu     =  .859E+00

       K      =  .140E+01

       Reu    =  .404E+08

       Dhb    =  .250E+00

       DELim  =  .120E-01

       DELvd  =  .150E-01

       NUscr  =  .180E+03

       Kp     =  .450E+00

Stage exit -  Scroll

    Impeller   -  2D     

    Diffuser   -  VD     

    **** Optimization parameters *****

        Kf     =  .100E+01-

        Kd     =  .100E+01-

        Ad     =  .100E+01-

        AL2    =  .180E+02-

        DWim   =  .250E+00-

        DCvd   =  .200E+00-

        DAL34  =  .100E+02-

        B3/B2  =  .100E+01-

        D3     =  .115E+01-

        D4     =  .145E+01-

    ******* Calculation rezults ********

    +------------------+------------------+------------------+

    |    Impeller      |   Diffuser       |      Scroll      |

    +------------------+------------------+------------------+

    |            Stage's geometry parameters                 |

    | D1=     .491E+00 | D3=     .115E+01 | D180=   .222E+01 |

    | D0=     .491E+00 | D4=     .145E+01 | D360=   .254E+01 |

    | B1=     .909E-01 | B3=     .363E-01 | Ds180=  .384E+00 |

    | B2=     .363E-01 | B4=     .363E-01 | Ds360=  .543E+00 |

    | BT1'=   .306E+02 | AL3'=   .198E+02 | AL4=    .298E+02 |

| BT2'=   .322E+02 | AL4'=   .298E+02 | NUscr=  .180E+03 |

    | Zim=    .228E+02 | Zvd=    .204E+02 |------------------|

    | WT=     .746E+00 | Cd=     .454E+00 |------------------|

    | BTbl1=  .282E+02 | ALbl3=  .188E+02 | ALscr=  .289E+02 |

    | BTbl2=  .482E+02 | ALbl4=  .328E+02 |------------------|

    | Rblim=  .811E+00 | Rblvd=  .150E+01 |------------------|

|               flow rates in control planes             |

    | F0=     .215E+00 | F2=     .208E+00 | F4=     .129E+00 |

    | F1=     .215E+00 | F3=     .181E+00 | F180=   .184E+00 |

    | F1'=    .291E+00 | F3'=    .200E+00 | F360=   .918E-01 |

    | F2'=    .227E+00 | F4'=    .134E+00 |------------------|

    |         efficiency losses in elements                  |

    | dETim=  .325E-01 | dETvd=  .283E-01 | dETsc=  .232E-01 |

    | dETin=  .256E-02 | dETvl=  .205E-01 |------------------|

    |          loss coefficients of elements                 |

    | Sim=    .128E+00 | Svd=    .101E+00 | Sscr=   .418E+00 |

    | Sin=    .179E-01 | Svl=    .580E-01 |------------------|

    +------------------+------------------+------------------+

          Disk friction coefficient,         BETfr=  .184E-01

          Disk leakage coefficient,          BETlk=  .911E-02

          Disk leakage-friction coefficient, BETim=  .275E-01

          Polytropic efficiency 2-2,      ETA(0-2)= .939

          Polytropic efficiency 4-4,      ETA(0-4)= .892

          Polytropic efficiency,               ETA= .869

    ***  Stage performances  ***

 +---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

 | N |   F    |  ETA   |  PSIi  |  PSIp  |   Pi   |   KN   |   Kn   |

 +---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

 |  1|   .0301|   .8106|   .7235|   .5864|  1.7306|   .0218|   .2589|

 |  2|   .0320|   .8325|   .7075|   .5890|  1.7367|   .0226|   .2661|

 |  3|   .0339|   .8508|   .6917|   .5885|  1.7378|   .0235|   .2741|

 |  4|   .0358|   .8645|   .6761|   .5845|  1.7332|   .0242|   .2831|

 |  5|   .0377|   .8722|   .6607|   .5762|  1.7216|   .0249|   .2937|

 |  6|   .0381|   .8728|   .6576|   .5740|  1.7183|   .0251|   .2960|

 |  7|   .0400|   .8703|   .6424|   .5590|  1.6959|   .0257|   .3094|

 |  8|   .0419|   .8602|   .6272|   .5395|  1.6666|   .0263|   .3252|

 |  9|   .0438|   .8481|   .6121|   .5192|  1.6364|   .0268|   .3422|

 | 10|   .0457|   .8337|   .5971|   .4977|  1.6049|   .0273|   .3608|

 | 11|   .0476|   .8163|   .5815|   .4747|  1.5716|   .0277|   .3816|

 | 12|   .0495|   .7930|   .5639|   .4472|  1.5324|   .0279|   .4070|

 | 13|   .0514|   .7563|   .5398|   .4082|  1.4782|   .0278|   .4441|

 | 14|   .0533|   .6767|   .4990|   .3376|  1.3841|   .0266|   .5214|

 | 15|   .0549|   .4133|   .4419|   .1827|  1.1938|   .0242|   .8383|

 +---+--------+--------+--------+--------+--------+--------+--------+

Рис. 5 Характеристикичетвертойступени

**** New stages Diameters and rotation Speeds ****

Rotor # 1

D2( 1)=  .4809 m     U2( 1)=308.0 m/s

D2( 2)=  .4809 m     U2( 2)=308.0 m/s

Rotor # 2

D2( 1)=  .2993 m     U2( 1)=292.6 m/s

D2( 2)=  .2993 m     U2( 2)=292.6 m/s

**** Design Point Parameters ****

Efficiency,       ETC= .7607

Pressure ratio,    Pi= 10.0874

Powerconsumption,  N=  1382.17 kW


Рис. 6 Характеристикикомпрессора


Расчет зубчатого зацепления многовального компрессора

Выбранная двухвальная схема исполнения компрессора предусматривает наличие третьего вала, приводящего во вращательное движение два вала с рабочими колесами. Передача вращения с ведущего вала на ведомые осуществляется при помощи зубчатых колес, расположенных на каждом вале (роторе) и находящихся между собой в зацеплении.

Расчет зацепления выполняется для косозубых шестерен при задании частоты вращения (n 2 ,принимаемое равным 1500 об/мин) и числа зубьев шестерни (z 1 из ряда чисел: 19, 21, 23, 25, 27 и т.д.) ведущего вала, согласно схеме зацепления и принятого условного обозначения величин.

Для выполнения расчета воспользуемся значениями величин, полученными в предыдущем подразделе (расчет компрессора на ЭВМ): диаметры рабочих колес первого и второго роторов и их окружные скорости. По этим значениям найдем частоту вращения ведомых роторов.

А также зададимся значением частоты вращения ведущего ротора (n 2 = 1500 об/мин) и числа зубьев (z 1 = 36).

Передаточное число зацепления первого и второго роторов:

Число зубьев второго ротора:

Полученное значения числа зубьев необходимо округлить до ближайшего целого значения, т. е. число зубьев второго ротора примем равным  293.

Определим значение межцентрового расстояния между первым и вторым роторами, при этом значение модуля зацепления (m) принимаем из предела чисел 2…5 мм (m = 4), а значение угла наклона зубьев () равным 20 градусам:

Округлим значение величины межцентрового расстояния до целого или кратного пяти, и переопределим значение угла наклона зубьев шестерни относительно округленного значения равного 700 мм:


Передаточное число зацепления второго и третьего роторов:

Число зубьев третьего ротора:

Полученное значение числа зубьев округлим до стандартного значения равного 24.

Определим значение межцентрового расстояния между вторым и третьим роторами, при этом значение модуля зацепления и значение угла наклона зубьев задаются из предыдущего расчета (m = 4, = 19,95):

Округлим значение величины межцентрового расстояния до значения равное 674 мм, и переопределим значение угла наклона зубьев шестерни:

         Среднее арифметическое значение угла наклона зубьев шестерен, равное 19,9, окажет влияние на определение значений межцентровых расстояний между роторами с погрешностью менее 1 процента, что является допустимым.

При проектировании двухвального ЦК, и, в частности, зубчатого зацепления необходимо обеспечить, чтобы сумма найденных межцентровых расстояний зубчатой передачи превышала сумму радиальных размеров ступеней; радиальный размер улиток, соответствующий некоторому значению угла, при котором улитка максимально близко подступает к оси второго ротора (R); толщина стенки улиток (принимается равным 15 мм); размещение дополнительных элементов на втором валу (упорный подшипник, кожух и др. – принимается равным 300…400 мм). Определение габаритных размеров двухвального ЦК осуществляется относительно оптимального расположения улиток : улитка первой ступени (третий ротор) располагается так, чтобы минимально возможно приближаться к оси второго ротора (радиальный размер R 180) и иметь наиболее простое расположение по направлению выхода газа. При этом по расположению улитки, выходу газа, определяется направление вращение ротора с третьего по первый ; расположение остальных улиток осуществляется с учетом определенного направления вращения роторов.

Условие по допустимым конструкционным размерам:


Рис. 7. Схема расположения улиток.

Т. е. значение радиального размера можно принимать относительно различной схемы расположения ступеней ЦК. Этот выбор, расположение третьей и четвертой ступеней, осуществляют исходя из более простого размещения соединяющего патрубка между второй и третьей ступенями, а так же исходя из значения величины радиального размера улитки выбранной ступени, соответствующий 180 или 360 градусам. Таким образом, на первой и второй ступенях радиальный размер улитки соответствует 180 градусам, а на третьей и четвертой-360 градусам. Значения наружных диаметров рабочих колес возьмем из результатов оптимизационного расчета.

Указанные радиальные размеры принимаются по следующим рекомендациям:

первая ступень

вторая ступень

третья ступень

четвертая ступень


Проверим условие по допустимым конструкционным размерам относительно схемы расположения ступеней: первая и четвертая, вторая и третья:

Условие выполнено.

Условие выполнено.

Для безаварийной работы шестерен необходимо чтобы выполнялось условие о допустимом значении окружной скорости в зацеплении (проверку осуществляют для самого быстроходного ротора – первого ротора):

Определим диаметры делительных окружностей шестерен как

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин зубьев:

Значение окружной скорости в зацеплении:

Условие безаварийной работы шестерни выполняется.



Расчет КПД двухзвенной ступени компрессора

По заданным безразмерным параметрам ступени и выбранным параметрам оптимизации приведенный ниже алгоритм позволяет определить размеры ступени, рассчитать треугольники скоростей, коэффициенты потерь, эффективность ступени в целом.

Расчет осерадиального колеса

Расчет выполняется относительно данных оптимизации:

относительная толщина лопатки рк= 0,012;

коэффициент теоретического напора т = 0,73;

условный коэффициент расхода Ф = 0,08;

условное число Маха Мu= 0,916;

средняя нагрузка на лопатку W' = 0,6 (по расчету на ЭВМ W' = 0,3)

угол выхода потока из РК 2=18 градусов;

число Рейнольдса Reu = 0,120;

втулочное отношение D вт = 0,25.

Коэффициент стеснения на входе в РК:

Коэффициент расхода на входе, определяемый из условия минимума относительной скорости:

Коэффициент сжимаемости, учитывающий изменение плотности на входе по сравнению с плотностью по параметрам торможения:

Относительный наружный диаметр входа из условия минимума скорости на входе в РК и

среднеквадратичный между и диаметр входа :


Относительная скорость на входе в РК на среднем радиусе:

Относительная скорость на входе в РК на наружном радиусе у покрывного диска:

Коэффициент расхода на выходе из РК:

Коэффициент стеснения на выходе РК:

Коэффициент расхода на выходе с учетом стеснения:

Относительная скорость на выходе из колеса с учетом стеснения и выходного треугольника скоростей:

Среднее замедление потока по параметрам среднего радиуса:

Среднее замедление потока по параметрам покрышки:

Для дальнейших расчетов определим значения углов потока в относительном движении и синус среднего угла:

 

Для дальнейших расчетов определим значения углов потока в относительном движении и синус среднего угла по параметрам покрывного диска:

Показатель политропного процесса сжатия в колесе и ступени:

Коэффициент сжимаемости на выходе из колеса:

Относительная высота лопатки на выходе из РК:

Относительная высота лопатки на входе в РК:

Средняя высота лопатки:


Условная безразмерная скорость:

Максимальная безразмерная скорость на профиле:

Согласно принятой физической модели значение max определяет отрицательное влияние сжимаемости на эффективность лопаточных решеток. Максимальная скорость на профиле принята равной скорости на входе в РК с учетом стеснения плюс половина нагрузки на лопатки.

Протяженность образующей средней по высоте лопатки поверхности тока:

Число лопаток по диаметру D0:

Число лопаток по диаметру D1:

Отношение l/b:

  

Отношение l/b в радиальном направлении:


Окружной Рейнольдс:

Физическое число Рейнольдса:

Отношение длины лопатки к среднему расстоянию между лопатками по нормали:

Условное число Россби на поверхности разряжения (задней) лопатки:

Условное число Россби на стороне давления (передней стороне лопатки):

Отношение скоростей на передней поверхности лопатки:

Отношение скоростей на задней поверхности лопатки:

Для дальнейшего расчета опишем значения поправочных коэффициентов: х1 = 7,5; х2 = -3; х3 = 0,5; х4 = 3; х5 = 0,000033; х6 = -7; х7 = 0,7; х8 = 1; х9 = 0,01; х10 = -0,05; х11 = 1,3; х12 = 0,5; х13 = 2,6; х14 = 3; х15 = 2,25; х16 = 850; х17 = -2,5; х18 = 0,0075; х19 = 0,25; х20 = -1; х21 = 3,5.

Коэффициент пространственности, учитывающий рост профильных потерь из-за различий в условиях обтекания по высоте цилиндрических лопаток:

Коэффициент сжимаемости, учитывающий рост потерь из-за проявления сжимаемости потока:

Коэффициент, учитывающий влияние замедления потока на профильные потери на передней поверхности лопатки:

При этом если Ап < 0,45, то используется первая формула, если больше 0,45, то вторая формула, если Ап отрицательно, то коэффициент принимается равным нулю.

Коэффициент для задней поверхности лопатки c аналогичным условием по формуле расчета:

Коэффициенты, учитывающие влияние нормальных сил инерции и чисел Ro на профильные потери:

Коэффициенты, учитывающие влияние замедления и чисел Ro на профильные потери:


Коэффициент силы сопротивления трения:

Коэффициенты силы профильного сопротивления, учитывающие трение, замедление

потока и влияние нормальных сил инерции:

Коэффициент, учитывающий влияние сдвигового характера течения и продольного изменения скорости на потери на ограничивающих поверхностях:

Коэффициент силы сопротивления на ограничивающих поверхностях:

Среднеарифметические скорости вдоль задней и передней поверхностей лопаток:

Коэффициент потерь на ограничивающих поверхностях и коэффициент профильных потерь:

Коэффициент кромочных потерь в предположении о мгновенном растекании потока при выходе из канала в пространство, не загроможденное лопатками:

Коэффициент гидравлических потерь в канале


Сумма коэффициентов дискового трения и внутренних протечек:

Потери гидравлического КПД в РК:

КПД колеса с учетом гидравлических и щелевых потерь:

Абсолютная скорость на выходе из колеса:

Безразмерная скорость на выходе из колеса:

Коэффициент сжимаемости в ступени:

Коэффициент неравномерности потока:


  1.  Расчет безлопаточного участка лопаточного диффузора

Расчет выполняется относительно данных оптимизации:

относительная толщина лопатки лд= 0,015;

коэффициент расхода (Ф) – 0,08;

относительный внутренний диаметр (D 3) – 1,15;

относительный наружный диаметр (D 4) – 1,45;

конфузорность канала (Сd) – 0,437;

средняя нагрузка на лопатку (С) – 0,2;

относительная высота лопатки на выходе из ЛД (b 4) – 0,0637 м.

Параметры для безлопаточного участка диффузора:

Высота лопаток диффузора:

Коэффициент расхода при входе на лопатки диффузора:

Относительная скорость потока при входе на лопатки диффузора:

Отношение скоростей в БЛД:

Синус, косинус и тангенс угла выхода из диффузора (где φ3 и С3 из п. 2.6.3):

Коэффициент силы сопротивления:

Связь коэффициента потерь с коэффициентом силы сопротивления в безлопаточном участке:

Потеря КПД в безлопаточном участке ЛД с учетом неравномерности потока (Кн):

Потери КПД от внезапного расширения:


Суммарные потери безлопаточного участка ЛД:

Расчет лопаточного диффузора

Высота лопаток диффузора:

Коэффициент расхода при входе на лопатки диффузора:

Скорость потока при входе на лопатки диффузора:

Коэффициент расхода на выходе из диффузора:

Скорость потока на выходе из диффузора:

Окружная составляющая скорости:

Безразмерная циркуляция скорости на лопатках диффузора:

Коэффициенты стеснения на входе и выходе диффузора:

Скорость потока на выходе из РК:

Коэффициент расхода при входе на лопатки диффузора с учетом стеснения:

Скорость потока при входе на лопатки диффузора с учетом стеснения:

Угол входа потока на лопатки диффузора с учетом стеснения:

Параметры потока на выходе из диффузора с учетом стеснения:


Число лопаток диффузора:

Относительная протяженность косого среза на выходе диффузора:

Относительные геометрические параметры лопаточного диффузора (ЛД):

Число Рейнольдса:

Число Россби на задней стороне лопаток диффузора:

Число Россби на передней стороне лопаток диффузора:

Отношение скоростей на передней и задней сторонах лопаток диффузора:

Максимальная безразмерная скорость на профиле:

Коэффициент пространственности:

Коэффициент, учитывающий влияние замедления потока на профильные потери передней поверхности лопаток:

При этом если Ап < 0,45, то используется первая формула, если больше 0,45, то вторая формула, если Ап отрицательно, то коэффициент принимается равным нулю.

Коэффициент для задней поверхности лопатки c аналогичным условием по формуле расчета:

Коэффициенты, учитывающие влияние нормальных сил инерции и чисел Ro на профильные потери:

Коэффициенты, учитывающие влияние замедления и чисел Ro на профильные потери:

Коэффициент силы сопротивления трения:

Коэффициенты силы профильного сопротивления, учитывающие трение, замедление потока и влияние нормальных сил инерции:

Коэффициент, учитывающий влияние сдвигового характера течения и продольного изменения скорости на потери на ограничивающих поверхностях:

Коэффициент силы сопротивления на ограничивающих поверхностях:

Среднеарифметические скорости вдоль задней и передней поверхностей лопаток:

Коэффициент потерь на ограничивающих поверхностях и коэффициент профильных потерь:

Коэффициент кромочных потерь в предположении о мгновенном растекании потока при выходе из канала в не загроможденное лопаткамипространство:

Коэффициент сжимаемости:

Коэффициент гидравлических потерь в канале:

Потери гидравлического КПД в ЛД:


Расчет улиток компрессора

Определение конструктивных параметров несоосных (свернутых набок) улиток круглого сечения представляет собой построение графиков зависимости заданного угла () от аналитически найденных значений радиуса сечения улитки r, и от радиуса середины сечения (Rц) и определение по полученным зависимостям значений радиусов сечений и радиусов центра сечений для интересующих нас углов (30, 45, 90, 180, 270, 360).

Расчет ведется по закону Rcu = const.

Расчет улитки первой ступени

Расчет конструктивных параметров выполняется относительно следующих данных оптимизации первой ступени компрессора: абсолютное значение наружного диаметра рабочего колеса (D 2) – 0,4809 м; относительный наружный диаметр диффузора (D 4) – 1,45; относительная высота канала на входе в улитку (b 5 = b 4) – 0,0637; угол входа потока в улитку ( 5 = 4) – 29,8˚.

В качестве примера расчета представим определение конструктивных параметров улитки после первой ступени на заданном угле, равном 30º:

Для начала расчета необходимо задаться законом изменения величины Rц, исходя из конструктивных соображений:

Зависимость центрального угла () от радиуса сечения улитки (r):

Выразив из предыдущего уравнения радиус сечения улитки (r) получим уравнение:

где С – величина определяемая как

Подобным образом осуществляем расчет радиуса сечения улитки для остальных заданных значений центральных углов. Далее на основании рассчитанных данных строим указанные графики (см. рис. 9 и 10)

Результат расчета сводим в обобщенную таблицу (табл. 5).


Таблица 5.Расчет улитки первой ступени.        

Аналитический расчет

θ

30

45

90

180

270

360

r

0,3824

0,3903

0,4087

0,4360

0,4580

0,4772

0,0334

0,0413

0,0597

0,0870

0,1090

0,1282

F

0,00351

0,00536

0,01120

0,02379

0,03732

0,05164


Расчет улитки второй ступени

Расчет конструктивных параметров выполняется относительно следующих данных оптимизации второй ступени компрессора: абсолютное значение наружного диаметра рабочего колеса (D 2) – 0,4809 м; относительный наружный диаметр диффузора (D 4) – 1,45; относительная высота канала на входе в улитку (b 5 = b 4) – 0,0371; угол входа потока в улитку ( 5 = 4) – 29,7˚.

Результат расчета сведен в обобщенную таблицу (табл. 6).

Таблица 6. Расчет улитки второй ступени.    

Аналитический расчет

θ

30

45

90

180

270

360

r

0,3742

0,3801

0,3937

0,4137

0,4296

0,4435

0,0252

0,0311

0,0447

0,0647

0,0806

0,0945

F

0,00199

0,00303

0,00627

0,01314

0,02042

0,02803


Расчет улитки третьей ступени

Расчет конструктивных параметров выполняется относительно следующих данных оптимизации третьей ступени компрессора: абсолютное значение наружного диаметра рабочего колеса (D 2) – 0,2993 м; относительный наружный диаметр диффузора (D 4) – 1,45; относительная высота канала на входе в улитку (b 5 = b 4) – 0,0588; угол входа потока в улитку ( 5 = 4) – 29,8˚.

Результат  расчета сведен в обобщенную таблицу (табл. 7).

Таблица 7. Расчет улитки третьей ступени.

Аналитический расчет

θ

30

45

90

180

270

360

r

0,2369

0,2416

0,2526

0,2688

0,2818

0,2932

0,0199

0,0246

0,0356

0,0518

0,0648

0,0762

F

0,00125

0,00191

0,00398

0,00843

0,01321

0,01825


Расчет улитки четвертой ступени

Расчет конструктивных параметров выполняется относительно следующих данных оптимизации первой ступени компрессора: абсолютное значение наружного диаметра рабочего колеса (D 2) – 0,2993 м; относительный наружный диаметр диффузора (D 4) – 1,45; относительная высота канала на входе в улитку (b 5 = b 4) – 0,0363; угол входа потока в улитку ( 5 = 4) – 29,8 град. Результат расчета сведен в обобщенную таблицу (табл.8).

Таблица 8. Расчет улитки четвертой ступени.                                                                                     


Аналитический расчет

θ

30

45

90

180

270

360

r

0,2325

0,2362

0,2445

0,2569

0,2667

0,2752

0,0155

0,0192

0,0275

0,0399

0,0497

0,0582

F

0,00076

0,00115

0,00238

0,00499

0,00775

0,01064


Пересчет зубчатого зацепления многовального компрессора с учетом улиток.

После расчета улиток компрессора необходимо пересчитать зубчатое зацепление с учетом их размеров.

Условие по конструкционным требованиям выполнено.

Определение полных и статических параметров в сечениях ступеней

Рис. 21. Схема расположения элементов проточной части и сечений ступени ЦК


Расчет полных и статических параметров потока первой ступени

Расчет параметров выполняется относительно данных оптимизации для каждого сечения ступени (рис. 21): *0-0, *2-2, *3-3, *4-4, *360 - потери КПД, соответственно,

на входе в ступень (обозначение в распечатке оптимизации (dETin) - 0

в рабочем колесе (dETim) – 0,0387;

в безлопаточном участке лопаточного диффузора (dETvl) – 0,0172;

в лопаточном диффузоре (dETvd) – 0,0359;

в улитке (dETsc) – 0,0204;

пр+ тр – сумма коэффициентов потерь из-за протечек и трения (BETim) – 0,0153;

Т*н – температура на входе в ступень (из оптимизации схемы компрессора) – 288 К;

0-0,2-2, -3, -4 – коэффициенты расхода

в сечении 0-0 (F0) – 0,303,

в сечении 2-2 (F2) – 0,237,

в сечении 3-3 (F3) – 0,206,

в сечении 4-4 (F4) – 0,141;

2-2, -3, -4 – углы потока

в сечении 2-2 (AL2) – 18,

в сечении 3-3 (AL3) – 19,8,

в сечении 4-4 (AL4) – 29,8;

(все значения углов заданы в градусах).

Политропный КПД по полным параметрам в сечении: 

Показатель политропы в сечениях:


Политропный коэффициент напора по полным параметрам:

Политропный напор по полным параметрам:

Теоретический напор ступени:

Полная температура на входе в первую ступень, равная температуре на входе в машину, заданная техническим заданием или указанная в оптимизации компрессора:

Повышение температуры на выходе из рабочего колеса по полным параметрам:

Полная температура после выхода из рабочего колеса остается постоянной (сечения 2-2, 3-3, 4-4, 360):

Полное давление на входе в рабочее колесо для первой ступени (сечение 0-0):

где Рн* – полное давление на входе в ступень, равная давлению на входе в машину (заданная техническим заданием);


0-0 – плотность на входе в ступень; С0-0 – скорость потока газа.

Скорость потока, где 0-0 и U 2 определяются по данным оптимизации:

Полное давление в i-ом сечении: 

Значения статической величины температуры в сечениях ступени:

где Сi – скорость потока в i-ом сечении, вычисляемое по результатам оптимизации ступени, кроме сечения 360:

Скорость потока в улитке определяют по значению F360, определяемое при расчете улиток:

Где значение плотности в сечении 360 находится за две итерации:

Теперь можно определить и температуру в сечении 360 и уточнить начальную плотность:

Значения статической величины давления в сечениях ступени:


Построим теперь треугольники и векторы скоростей первой ступени (см. Рис. 25), для этого найдем составляющие скоростей.

Сечение 0-0

Сечение 2-2

Сечение 3-3

Сечение 4-4

Построим теперь графики распределения параметров первой ступени. Для этого сведем все данные в таблицу 9.1.

Сечение

-

0-0

2-2

3-3

4-4

360

Скорость, С

м/с

93,324

236,220

187,307

87,385

62,593

Температура полная,  Т*

К

288,0

358,1

358,1

358,1

358,1

Температура статическая, Т

К

283,7

330,3

340,6

354,3

356,2

Давление полное, Р*

Па

97842

201157

198579

193305

190371

Давление статическое, Р

Па

92776

151573

166656

186209

186856

Таблица 9.1. Изменение параметров первой ступени.

Рис. 26. Распределение величины абсолютной скорости по сечениям первой ступени.

Рис. 27. Распределение полной и статической температуры по сечениям первой ступени.

Рис. 28. Распределение полного и статического давления по сечениям первой ступени.


Расчет полных и статических параметров потока второй ступени

Исходные данные: потери КПД, соответственно,

на входе в ступень (обозначение в распечатке оптимизации dETin) – 0,00268,

в рабочем колесе (dETim) – 0,0311,

в безлопаточном участке лопаточного диффузора (dETvi) – 0,023,

в лопаточном диффузоре (dETvd) – 0,0333,

в улитке (dETsc) – 0,0244;

пр+ тр – сумма коэффициентов потерь из-за протечек и трения (BETim) – 0,0252

Т*н – температура на входе в ступень– 296 К;

0-0,2-2, – коэффициенты расхода

в сечении 0-0 (F0) – 0,226,

в сечении 2-2 (F2) – 0,227,

2-2 – угол потока в сечении 2-2  (AL2) – 18,  

Рассчитаем все параметры в сечениях 0-0 и 2-2: они необходимы для дальнейших расчетов (расчета уплотнений и осевого усилия), а также в сечении 360: оно необходимо для определения параметров потока в следующей ступени и для расчетов патрубков. Расчет по остальным сечениям проводиться аналогично расчету полных и статических параметров потока первой ступени.

Политропный КПД по полным параметрам рабочего колеса второй ступени: 

Показатель политропы: 

Политропный коэффициент напора по полным параметрам: 

Политропный напор по полным параметрам:


Теоретический напор ступени:

Повышение температуры на выходе из рабочего колеса по полным параметрам:

Полная температура на выходе из рабочего колеса (сечения 2-2 и 360):

Полное давление на входе в рабочее колесо для второй ступени (сечение 0-0):

где Рн* – полное давление на входе в ступень;

0-0 – плотность на входе в ступень;

С 0-0 – скорость потока газа.

Полное давление на входе в ступень:

Плотность: 

Скорость потока, где 0-0 и U 2 определяются по данным оптимизации:

Полное давление в сечении:


Значения статической величины температуры в сечении 0-0 и 2-2:

где Сi – скорость потока в i-ом сечении, вычисляемая по результатам оптимизации

ступени кроме сечения 360:

Скорость потока в улитке определяют по значению F360, определенному при расчете улиток:

Где значение плотности в сечении 360 находится за две итерации:

Значения статической величины давления в сечениях ступени:

Сечение

-

0-0

2-2

3-3

4-4

360

Скорость, С

м/с

69,608

226,253

180,033

84,544

35,319

Температура полная,  Т*

К

296,0

363,7

363,7

363,7

363,7

Температура статическая, Т

К

293,6

338,2

347,5

360,1

363,1

Давление полное, Р*

Па

186769

368613

362695

354296

348265

Давление статическое, Р

Па

181489

285753

309362

342295

346203

Сведем все результаты по всем сечениям в таблицу 9.2.

Таблица 9.2. Изменение параметров второй ступени.

Расчет полных и статических параметров потока третьей ступени

Исходные данные:

: *0-0, *2-2, *3-3, *4-4, *360 - потери КПД, соответственно,

на входе в ступень (обозначение в распечатке оптимизации (dETin) – 0,0039

в рабочем колесе (dETim) – 0,0428;

в безлопаточном участке лопаточного диффузора (dETvl) – 0,0156;

в лопаточном диффузоре (dETvd) – 0,0291;

в улитке (dETsc) – 0,02;

пр+ тр – сумма коэффициентов потерь из-за протечек и трения (BETim) – 0,0176;

Т*н – температура на входе в ступень (из оптимизации схемы компрессора) – 296 К;

0-0,2-2, -3, -4 – коэффициенты расхода

в сечении 0-0 (F0) – 0,26,

в сечении 2-2 (F2) – 0,218,

в сечении 3-3 (F3) – 0,189,

в сечении 4-4 (F4) – 0,134;

2-2, -3, -4 – углы потока

в сечении 2-2 (AL2) – 18,

в сечении 3-3 (AL3) – 19,8,

в сечении 4-4 (AL4) – 29,8;

(все значения углов заданы в градусах).

Все расчеты проводятся аналогично расчетам предыдущих ступеней, а результаты сводятся в таблицу 9.3.

Сечение

-

0-0

2-2

3-3

4-4

360

Скорость, С

м/с

76,076

206,418

163,257

78,894

33,171

Температура полная,  Т*

К

296,0

354,0

354,0

354,0

354,0

Температура статическая, Т

К

293,1

332,7

340,7

350,9

353,4

Давление полное, Р*

Па

342229

615860

609967

599125

591785

Давление статическое, Р

Па

330696

495928

533522

580944

588606

 Таблица 9.3. Изменение параметров третей ступени.

Расчет полных и статических параметров потока четвертой ступени

Исходные данные:

*0-0, *2-2, *3-3, *4-4, *360 - потери КПД, соответственно,

на входе в ступень (обозначение в распечатке оптимизации (dETin) - 0

в рабочем колесе (dETim) – 0,0387;

в безлопаточном участке лопаточного диффузора (dETvl) – 0,0172;

в лопаточном диффузоре (dETvd) – 0,0359;

в улитке (dETsc) – 0,0204;

пр+ тр – сумма коэффициентов потерь из-за протечек и трения (BETim) – 0,0153;

Т*н – температура на входе в ступень (из оптимизации схемы компрессора) – 288 К;

0-0,2-2, -3, -4 – коэффициенты расхода

в сечении 0-0 (F0) – 0,303,

в сечении 2-2 (F2) – 0,237,

в сечении 3-3 (F3) – 0,206,

в сечении 4-4 (F4) – 0,141;

2-2, -3, -4 – углы потока

в сечении 2-2 (AL2) – 18,

в сечении 3-3 (AL3) – 19,8,

в сечении 4-4 (AL4) – 29,8;

(все значения углов заданы в градусах).

Сечение

-

0-0

2-2

3-3

4-4

360

Скорость, С

м/с

62,909

196,950

156,347

75,950

20,549

Температура полная,  Т*

К

296,0

352,0

352,0

352,0

352,0

Температура статическая, Т

К

294,0

332,7

339,8

349,1

351,8

Давление полное, Р*

Па

581892

1028727

1016349

999506

985907

Давление статическое, Р

Па

568430

844142

898438

971217

983851

Все расчеты проводятся аналогично расчетам предыдущих ступеней, а результаты сводятся в таблицу 9.4.

 Таблица 9.4. Изменение параметров четвертой ступени.


Расчет сечений патрубков компрессора

Расчет сечений проводится относительно допустимой скорости потока в патрубках (С н с), принимаемой из предела чисел 30…40 м/с, и состоит в определении площади поперечных сечений патрубков на входе и выходе ступеней:

где i  ступ  вх/вых – значение плотности потока на входе/выходе ступени;

m – массовый расход, заданный техническим заданием.

Примем за плотности на входе в ступень плотности в сечении 0-0, а за плотности на выходе из ступени плотность в сечении 360. Допустимую скорость возьмем 35м/с. Патрубки компрессоров имеют форму окружности, поэтому площадь поперечного сечения равна:

Тогда диаметры патрубков:


Определение ширины концевых уплотнений и внешних утечек газа

Расчет сводится к определению диаметра (DУ), шага (t) и расстояния между валом и выступами () концевого уплотнения при некотором заданном числе выступов (z) выбранного типа уплотнения, обеспечивающие допустимое значение величины утечки газа.

Q3

Q1

Q2

Q3

Q2

Q1

Q3

Q2

Q1

Помимо типов уплотнений, различают схемы уплотнения: между боковой поверхностью ротора и корпусом, между торцевой поверхностью основного диска рабочего колеса и корпусом, комбинирование двух предыдущих схем (рис. 29). При этом применение той или иной схемы уплотнения осуществляется исходя из простоты выполнения и установления (первая схема: выступы уплотнения делают только на втулке, которую вставляют в корпус) уплотнения, а так же по рассчитываемой величине утечки газа (наиболее эффективна комбинированная схема).

P1

Р2

Рпром

Рис. 29. Варианты схем концевых уплотнений ступеней.


Расчет концевого уплотнения первой ступени

Величина критического давления:

где   Р1 – давление перед уплотнением;

Р2 – давление за уплотнением;

– коэффициент, характеризующий тип применяемого уплотнения (из чертежа прототипа), = 1,27;

КР – поправочный коэффициент, КР = 1,91 (КР = 1,5;

z = 4 –число выступов;

– функция показателя адиабаты.

Рис. 30. Осевое лабиринтное уплотнение ( = 1,27).

Давление перед концевым уплотнением, расположенным между валом и корпусом:

,

где - окружная скорость в уплотнении.

Функция показателя адиабаты:


Масса утечек для осевого уплотнения (между валом и корпусом):

где F – площадь сечения, через которое утекает газ, – плотность перед уплотнением.

Где значения величин Dупл определено из чертежа прототипа, а принято из предела (0,3…0,4) мм

Эффективность работы уплотнения

Значение шага выбираем из значений (7,5; 6; 4,5; 4; 3) мм. Шаг равен 4,5 мм.

Расчет концевого уплотнения второй ступени

Расчет аналогичен предыдущему и выполняется относительно следующих данных второй ступени компрессора:

Р 2-2 = 2,858·105 Па;  Т 2-2 = 338,2 К; D2 упл = 0,1 м;  z = 4.

= 1,27;   КР = 1,91;    = 0,00035 мм;   t = 4,5 мм,

Давление перед концевым уплотнением, расположенным между валом и корпусом:

,

Критическое давление:


Плотность перед уплотнением:

Площадь сечения, через которое утекает газ:

Масса утечек для осевого уплотнения:

Эффективность работы уплотнения:

Расчет концевого уплотнения третьей ступени

Расчет аналогичен предыдущему и выполняется относительно следующих данных второй ступени компрессора:

Р 2-2 = 4,959·105 Па;  Т 2-2 = 332,7 К; D2 упл = 0,8 м;  z = 6.

= 1,27;   КР = 1,91;    = 0,00035 мм;   t = 4,5 мм,

Давление перед концевым уплотнением, расположенным между валом и корпусом:

,

Критическое давление:

Плотность перед уплотнением:

Площадь сечения, через которое утекает газ:

Масса утечек для осевого уплотнения:

Эффективность работы уплотнения:


Расчет концевого уплотнения четвертой ступени

Расчет отличается от предыдущих ступеней наличием комбинированного уплотнения. Для его расчета вначале необходимо найти промежуточное давление. Оно находится исходя из равенств массовых расходов уплотнений. Массовый расход через радиальное уплотнение: 

Где   Рпром – промежуточное давление

Р2-2 = 8,441·105 Па– давление за рабочим колесом;

R1 = 54 мм – внешний радиус радиального уплотнения;

R2 = 90 мм – внутренний радиус радиального уплотнения;

рад = 0,8 – коэффициент, характеризующий тип применяемого уплотнения;

zрад = 8 –число выступов радиального уплотнения;

рад = = 0,35 мм – расчетное значение зазора;

Массовый расход через осевое уплотнение:

Где    = 1,27 – коэффициент, характеризующий тип применяемого уплотнения;

z = 14 –число выступов осевого уплотнения;

d =0,08 м – диаметр уплотнения;

Тпром – промежуточная температура:

Приравняем значения массовых расходов и промежуточного давления:

Тогда промежуточное давление: 

Критическое давление:

Массовый расход через радиальное уплотнение, который равен массовому расходу через осевое уплотнение

Эффективность работы уплотнения:  

Значение эффективности работы уплотнений компрессора:


Расчет осевого усилия, действующего на роторы компрессора

При вращении ротора на него действуют радиальные, осевые и тангенциальные составляющие сил, возникающие вследствие наличия градиента давления перед и за колесом. Расчет радиальных и тангенциальных составляющих в курсовой работе не рассматривается.

Расчет осевого усилия выполняется относительно схемы рабочего колеса с покрывающим диском при наличии осевого лабиринтного уплотнения для первых двух ступеней, а для третьей и четвертой ступеней – для комбинированного уплотнения.

Расчет осевого усилия, действующего на РК первой ступени

Схема действия осевых усилий представлена на рис.29.

Сила Q1:

где Dупл = 290 мм – диаметр уплотнений на покрывающем диске. Тогда:

Сила Q2:

где P2упл – давление перед уплотнением:

где uупл – окружная скорость уплотнения на колесе:

Сила Q3:

где dвала = 100 мм – диаметр вала

Pвала – давление на диаметре равным диаметру вала:

где uвала – окружная скорость уплотнения на валу:

Суммарное осевое усилие:

Расчет осевого усилия, действующего на РК второй ступени

Схема действия осевых усилий представлена на рис. 29. Сила Q1:

где Dупл = 268 мм – диаметр уплотнений на покрывающем диске. Тогда:

Сила Q2:

где P2упл – давление перед уплотнением:

где uупл – окружная скорость уплотнения на колесе:

Сила Q3:

где dвала = 100 мм – диаметр вала

Pвала – давление на диаметре равным диаметру вала:

где uвала – окружная скорость уплотнения на валу:

Суммарное осевое усилие:

Расчет осевого усилия, действующего на РК третьей ступени

Схема действия осевых усилий представлена на рис. 29.

Сила Q1:

где Dупл = 185 мм – диаметр уплотнений на покрывающем диске. Тогда:

Сила Q2:

где P2упл – давление перед уплотнением:

где uупл – окружная скорость уплотнения на колесе:

Сила Q3:

где dвала = 80 мм – диаметр вала

Pвала – давление на диаметре равным диаметру вала:

где uвала – окружная скорость уплотнения на валу:

Суммарное осевое усилие:


Расчет осевого усилия, действующего на РК четвертой ступени

Схема действия осевых усилий представлена на рис. 30. Сила Q1:

где Dупл = 367 мм – диаметр уплотнений на покрывающем диске. Тогда:

Сила Q2:

где P2упл – давление перед уплотнением:

где uупл – окружная скорость уплотнения на валу:

Сила Q3:

где dвала = 80 мм – диаметр вала, d1 = 108 мм – диаметр начала уплотнения, d2 = 180 мм – диаметр конца уплотнения, Pd2 – давление на диаметре равным диаметру уплотнения:

где ud2 – окружная скорость уплотнения:

Суммарное осевое усилие:

Результирующее осевое усилие будет равно:


.  Определение входных и выходных  углов лопаток РК и лопаточного диффузора

Определение входных углов лопаток рабочего колеса и
лопаточного диффузора первой ступени

Минимум потерь в решетках при заданном направлении потока на входе имеет место при таком входном угле лопаток, когда передняя критическая точка совпадает с выходной кромкой. Это условие обеспечивается при равенстве входного угла лопатки и угла натекания той струйки тока л1 = 1пс, которая идет в критическую точку. Так как приближающийся к решетке поток испытывает возмущающее действие от разности давлений на передней и задней поверхности лопаток и от их конечной толщины, величина и направление скорости для разных струек по шагу решетки t становятся неодинаковыми.

Если вектор скорости невозмущенного близостью лопаток потока определяется обычным соотношением:

то для струек тока, идущих в критические точки, следует принимать другое соотношение:

Из-за стеснения потока лопатками расходная составляющая возрастает. Одновременно струйка тока, идущая в критическую точку, отклоняется в сторону задней поверхности лопатки, как бы “подсасывается” областью пониженного давления – появляется Сu.

Таким образом, условие безударного входа обеспечивается при следующих условиях:

Отклонение в струйке тока тем больше, чем больше нагрузка на лопатку, пропорциональная ее циркуляции:

и тем меньше, чем больше расстояние от входной кромки лопатки до так называемого центра давления, т. е. точки приложения суммарной аэродинамической силы. При примерно постоянной нагрузке (характерно ЛД) центр давления считается лежащим в середине между r3 и r4. При смещении нагрузки к r2, что рекомендуется в случае лопаток РК, туда же смещается и центр давления. В соответствии с опытом проектирования примем, что центр давления расположен между r3 и r4  в случае ЛД и удален от входа на лопатки РК на 0,65 от радиальной длинны их лопаток.


С учетом сказанного и того, что углы потока на входе не сильно отличаются от входных углов лопаток при расчетном режиме, получим из:

Указанные формулы решают поставленную данным подразделом задачу, так как входящие в них величины рассчитаны ранее при проектировании ступени по приближенным формулам. Таким образом, определим значения углов входа потока на лопатки РК и ЛД:

Таким образом, определим значения углов входа потока на лопатки РК и ЛД:


Определение выходных углов лопаток рабочего колеса
и лопаточного диффузора первой ступени

В области выхода влияние перестройки потока по шагу в принципе такое же, как на входе, и приводит к отставанию потока от направления лопаток. По условию схода Жуковского-Чаплыгина только струйка тока, сходящая с лопатки, имеет направление л 2 ( л 4) [1].

Выходные углы лопаток РК и ЛД:

Расчет Wu 2 и Сu 4 производится по формулам, аналогичным расчету отставания на входе, но вводится эмпирический коэффициент, сомножитель К, учитывающий влияние вязкости:

Таким образом, определим значения углов выхода потока на лопатке РК и ЛД:

Расчет опорных и упорного подшипников скольжения на удельное давление

Опорные подшипники служат для удержания ротора массой GРОТ в относительно неизменном горизонтальном положении. При этом нагрузка (Р), воспринимаемая одним подшипником равна GРОТ /2 (знаменатель указывает на количество подшипников).

Масса ротора равна сумме массы вала и массы присоединенных элементов (рабочие колеса, покрывные диски и гайки на валах). С помощью программы КОМПАС-3DV7 были найдены массы роторов.

Площадь опорной поверхности:


где dв – диаметр вала, где располагается подшипник;

– угол сектора, образующий подушку подшипника, = 1 рад.;

В – ширина подушки подшипника, В = (0,45…1,0) dв;

z – число подушек подшипника, z = 5.

Удельное давление на один подшипник:

Условие допустимого значения удельной нагрузки на опорный подшипник выполняется.

Скорость вращения вала под подшипником:

Для устранения перемещения ротора под действием осевого усилия на приводном валу размещают упорный подшипник. Используя предварительный чертеж компрессора и соответственно размеры упорного подшипника, рассчитаем удельное давление.

Площадь упорной поверхности:

где θ = 0,44…0,524 рад, R1 = rв + (8…12), R2 =R1(λ + θ) / (λ – θ), λ = 2.

Удельное давление на один подшипник:

Условие допустимого значения удельной нагрузки на опорный подшипник выполняется.

Скорость вращения вала под подшипником:


Построение лопаток рабочего колеса и лопаточного диффузора.

Определение формы лопаток РК

Форма лопатки может быть оптимизирована за счет получения наиболее благоприятного распределения скоростей невязкого потока. У РК в этом случае стремятся иметь наименьшее возможное значение местной скорости в начале задней стороны лопаток, а затем вплоть до участка разгрузки в конце лопатки – значение скорости W3 должно быть постоянным или слегка возрастающим. Это гарантирует отсутствие “следа” на задней поверхности лопатки, который появляется только на самом выходе.

Как показала практика, точно решить задачу, т. е. найти форму лопатки, обеспечивающую нужное распределение скоростей, достаточно сложно.

В реализованной на кафедре компрессоростроения САПР оптимизация достигается при двух допущениях: в сечении 0-0 на диаметре D0 угол потока равен углу лопатки (л 1 нар = 36,7 град.); скорость С 0 по высоте не изменяется, т. е.

Или

Откуда по имеющимся значениям диаметра и значения угла потока на наружном радиусе сечения 0-0 (из распечатки оптимизации ступени) определим значения углов потока на оставшихся двух радиусах:

Форма лопатки задается в виде двух сопряженных парабол, при этом полученная кривая имеет точку перегиба (точка сопряжения парабол). Положение точки перегиба задает любую нужную форму лопатки, и определяется при помощи коэффициентов А (для РК 0,25…0,35)и В (для РК 0,2…0,3).

Метод профилирования обеспечивает значение угла л2  одинаковым для трех рассматриваемых диаметров сечения 0-0 (из данных оптимизации ступени: л 2 = 71,4 град.).

Значение длины образующей лопатки на среднем диаметре (lср) определяют графически, по чертежу меридионального сечения РК (рис. 32).


Определим положение точки перегиба по высоте лопатки в сечении 0-0, задавшись значениями А = 0,25 и В = 0,25, при найденном графическом значении lср = 199,4 мм:

Рис. 31. Меридиональное сечение РК.

Профилирование лопатки заключается в определении изменения угла наклона лопатки относительно горизонта по длине канала ( л i)  для среднего диаметра:

До точки перегиба:

После точки перегиба:

Неизвестные величины:


где i – номер элементарного участка средней образующей лопатки, i = 1…20;

l ср – длина элементарных участков средней образующей лопатки, определяемая делением полной длины средней образующей лопатки (l ср) на количество элементарных участков, l ср = 9,97 мм.

Определим значение угла наклона лопатки относительно горизонта средней образующей лопатки для первого элементарного участка:

Подобным образом определим значение для всех двадцати элементарных участков. Результат вычислений сведем в общую таблицу профилирования РК (табл. 10).

Построение элементарных участков на средней образующей лопатки выполним при помощи окружностей с радиусом равным l ср и центром в точке пересечения предыдущей окружности и с образующей лопатки.

Значения л i для наружной и втулочной образующих лопатки определим из условия:

где li нар/вт – длина элементарных участков наружной/втулочной образующей лопатки, определяемое графически, по чертежу меридионального сечения РК;

ri – радиусы узлов элементарных отрезков наружной/втулочной образующей лопатки

r ср i – радиусы узлов элементарных отрезков средней образующей лопатки.

Для определения li нар/вт необходимо провести прямые линии по нормали от концов элементарных участков средней образующей лопатки ко втулочной, затем полученные линии продлить до наружной образующей (рис. 31). Полученные пересечением нормалями наружной/втулочной образующей лопатки отрезки (участки) – li нар/вт.

Для проверки правильности расчетов построим графики зависимости величины от величины l для трех поверхностей (наружной, средней и втулочной) (рис. 32).

Площади под полученными кривыми должны быть равны в пределах значения 1. С помощью программы КОМПАС-3DV12 были вычислены эти площади:

Требование, указанное выше подтвердилось с погрешностью в 11 %.

На основе полученных результатов изобразим профиль лопатки рабочего колеса проектируемого центробежного компрессора.




Определение формы лопаток диффузора

Основная задача лопаточного диффузора состоит в направлении потока из рабочего колеса в улитку по наименьшей траектории и с минимальными потерями. Для выполнения данной задачи лопатки проектируются с неизменной средней линией по высоте в виде окружности радиусом Rл, проведенного из некоторой точки и ограниченной радиусами R3 и R4.

Данные для расчета указаны в распечатке данных результата оптимизации ступеней:

;

289 мм

Максимальная толщина профиля лопатки:

Где lCP = 167,7мм – длина средний линии лопатки, определяемая из рис. 33. или по формуле:

Радиус закругления на кромке находим из соотношения:

На рисунке  34 показан профиль лопатки лопаточного диффузора первой ступени.

Рис. 33. Построение профиля лопатки лопаточного диффузора первой ступени.

Расчет критической частоты вращения ротора на ЭВМ

Расчет выполняется по методу, учитывающему влияние на величину критической частоты вращения ротора динамики всех элементов ротора, обладающих упругими свойствами.

Методика расчета критических скоростей вращения ротора турбомашин рассматривает роторные системы с распределенными параметрами, учитывающими жесткость смазочного слоя в опорных подшипниках, а также гидродинамические силы в уплотнениях. Для составления алгоритма и программы расчета на ЭВМ использован один из методов рекуррентного типа – метод начальных параметров в матричной форме.

Для выполнения расчета необходимо имеющийся ротор заменить эквивалентным, поделенным на участки, при этом ротор является невесомым. Деление на участки осуществляется: по различию диаметров и длин (участки первого признака); с учетом имеющейся присоединенной массы (участки второго признака: рабочее колесо, гайка), для которых граница проходит через центр действия массы (для рабочих колес на расстоянии 1/3 ширины колеса от основного диска, для остальных в середине участка); с учетом имеющихся элементов, обладающих упругими свойствами (участки третьего признака: уплотнения, подшипники), для которых граница проходит через центр уплотнения, подушки подшипника.

Расчет критики выполняется согласно исходным данным, заданным исходя из разбиения эквивалентного ротора на участки (см. распечатку).

Коэффициенты жесткости упругих опор соответствующих участков вала, оказывающих демпфирующее воздействие на вал, принимаются следующими: смазочного слоя в опорных подшипниках скольжения, с самоустанавливающимися подушками Су = 109 Н/м; газового слоя в лабиринтных уплотнениях (если есть осевые уплотнения) по формуле:

где h – высота гребней лабиринтного уплотнения в мм, h = 3мм;

U – безразмерная окружная скорость вращения уплотняемой поверхности, U = 0,1…0,4,

T – температура газа перед уплотнением, К;

D = 0,15м – диаметр уплотняемой поверхности (принимается равной диаметру вала);

в и г– молекулярный вес воздуха и газа, кг/ моль;

Р – давление газа перед уплотнением

U – окружная скорость вращения уплотняемой поверхности, м/с:

Безразмерная окружная скорость:

Определение присоединенной массы (рабочее колесо) выполнялось в программе КОМПАС-3DV12. Согласно выданным программой данным (плотность материала 7820 кг/м3): масса  рабочего колеса и покрывного диска третьей ступени равна 12,48 кг; масса  рабочего колеса и покрывного диска четвертой  ступени равна 12,23 кг масса гайки – 0,588 кг, массы реборд – 1,21 кг.

Результатом расчета подраздела являются значения критических частот вращения ротора, при которых происходит потеря устойчивости и поломка.

 


Таблица 11 Распределение участков вала по признакам

участок

признак

l,м

d,м

m,кг

су,Н/м

1

1

0,0085

0,04

-

-

2

2

-

-

0,588

-

3

1

0,0085

0,04

-

-

4

1

0,06439

0,056

-

-

5

2

-

-

12,48

-

6

1

0,02861

0,056

-

-

7

1

0,0195

0,08

-

-

8

3

-

-

-

15687

9

1

0,0195

0,08

-

-

10

1

0,05

0,08

-

-

11

1

0,025

0,08

-

-

12

3

-

-

-

10^9

13

1

0,025

0,08

-

-

14

1

0,018

0,08

-

-

15

1

0,004

0,08

-

-

16

2

-

-

1,21

-

17

1

0,004

0,08

-

-

18

1

0,14

0,13845

-

-

19

1

0,04

0,08

-

-

20

2

-

-

1,21

-

21

1

0,004

0,08

-

-

22

1

0,018

0,08

-

-

23

1

0,025

0,08

-

-

24

3

-

-

-

10^9

25

1

0,025

0,08

-

-

26

1

0,041

0,08

-

-

27

1

0,024

0,08

-

-

28

3

-

-

-

26677

29

1

0,024

0,08

-

-

30

1

0,02722

0,056

-

-

31

2

-

-

12,23

-

32

1

0,06578

0,056

-

-

33

1

0,0085

0,04

-

-

34

2

-

-

0,588

-

35

1

0,0085

0,04

-

-


Результаты расчета:

КОЛИЧЕСТВО УЧАСТКОВ РОТОРА = 35

ИНДЕКСЫ УЧАСТКОВ

1-НЕФИКТИВНЫЙ УЧАСТОК РОТОРА

2-ФИКТИВНЫЙ УЧАСТОК С ПРИСОЕД. МАССОЙ

3-ФИКТ.УЧАСТОК С УПРУГОЙ ОПОРОЙ

      ДЛИНА УЧАСТКА, М

               ДИАМЕТР УЧАСТКА, М

                        ПРИСОЕД. МАССА НА УЧАСТКЕ, КГ

                                  ЖЕСТКОСТЬ ОПОРЫ НА УЧАСТКЕ, Н/М

  1  1   0.009   0.040     0.000     0.000E+00

  2  2   0.000   0.000     0.588     0.000E+00

  3  1   0.009   0.040     0.000     0.000E+00

  4  1   0.064   0.056     0.000     0.000E+00

  5  2   0.000   0.000    12.480     0.000E+00

  6  1   0.029   0.056     0.000     0.000E+00

  7  1   0.020   0.080     0.000     0.000E+00

  8  3   0.000   0.000     0.000     0.157E+05

  9  1   0.020   0.080     0.000     0.000E+00

 10  1   0.050   0.080     0.000     0.000E+00

 11  1   0.025   0.080     0.000     0.000E+00

 12  3   0.000   0.000     0.000     0.100E+10

 13  1   0.025   0.080     0.000     0.000E+00

 14  1   0.018   0.080     0.000     0.000E+00

 15  1   0.004   0.080     0.000     0.000E+00

 16  2   0.000   0.000     1.210     0.000E+00

 17  1   0.004   0.080     0.000     0.000E+00

 18  1   0.140   0.138     0.000     0.000E+00

 19  1   0.004   0.080     0.000     0.000E+00

 20  2   0.000   0.000     1.210     0.000E+00

 21  1   0.004   0.080     0.000     0.000E+00

 22  1   0.018   0.080     0.000     0.000E+00

 23  1   0.025   0.080     0.000     0.000E+00

 24  3   0.000   0.000     0.000     0.100E+10

 25  1   0.025   0.080     0.000     0.000E+00

 26  1   0.041   0.080     0.000     0.000E+00

 27  1   0.024   0.080     0.000     0.000E+00

 28  3   0.000   0.000     0.000     0.267E+05

 29  1   0.024   0.080     0.000     0.000E+00

 30  1   0.027   0.056     0.000     0.000E+00

 31  2   0.000   0.000    12.230     0.000E+00

 32  1   0.066   0.056     0.000     0.000E+00

 33  1   0.009   0.040     0.000     0.000E+00

 34  2   0.000   0.000     0.588     0.000E+00

 35  1   0.009   0.040     0.000     0.000E+00

КРИТИЧЕСКИЕ СКОРОСТИ ВРАЩЕНИЯ РОТОРА

             РАДИАНЫ В СЕКУНДУ   ОБОРОТЫ В МИНУТУ

 1  ГАРМОНИКА:    2546.3 1/С    24316. ОБ/МИН

 2  ГАРМОНИКА:    3015.5 1/С    28796. ОБ/МИН

 3  ГАРМОНИКА:    8206.5 1/С    78366. ОБ/МИН

ДЛИНА РОТОРА          0.690 М

МАССА РОТОРА         57.804 КГ

Цель подраздела сравнить значение рабочей частоты вращения ротора с критическими значениями. Рабочая частота вращения должна иметь не менее 20 процентов запаса до ближайшего критического значения.

Таким образом, запас по критике выполняется. Вал является жестким.


Определение требуемой мощности компрессора

Расчет мощности, потребляемой спроектированным компрессором (необходимая мощность приводной машины), выполняется по следующей формуле:

где вн.ут. – КПД внешних утечек;

мех – механический КПД (КПД зубчатой передачи), мех = 0,98,

эл.дв- КПД электродвигателя, эл.дв=0,98,

Ni – внутренняя мощность компрессора.

  Потребляемая мощность компрессора при значениимех, равном 0,98:


Описание конструкции, материалов, порядка сборки и центровки компрессора

Промышленный центробежный компрессор представлен  двухвальной четырехступенчатой схемой исполнения. При этом все четыре рабочих колеса  насажены на валы консольно и являются концевыми. Предполагается, что компрессор будет работать более 70% времени на расчетном режиме, поэтому регулирование компрессора целесообразно осуществлять не входным направляющем аппаратом на входе в первую ступень, а дросселированием на всасывании.

Применение многовальной конструкции позволило повысить частоту вращения ведомого роторов и уменьшить диаметры рабочих колес. В схемеосуществляется осевой вход для каждой ступени и промежуточное охлаждение после каждой ступени.  Все вышеуказанное способствует получению высокого КПД компрессора и уменьшению его массогабаритных показателей.

Промежуточные выносные газоохладители устанавливаются под корпусом в блочной металлической раме.

         Все валы изготавливаются из углеродистой стали – сталь марки 40 ГОСТ 1050-88. заготовками для валов служат  поковоки, выполненные методами свободной ковки на молотах или кузнечных прессах.Для обеспечения многовальной схемы исполнения в конструкции  используется мультипликатор. На каждом роторе предусмотрены косозубые шестерни, что обеспечивает плавность работы при высоких окружных скоростях, при этом первый и третий валы (ведомые тихоходный и быстроходный валы)являются валами – шестернями.

Передача вращения с валов на рабочие колеса выполняется посредством конической посадки и шлицевого соединения, для чего в конструкции валов и колес предусмотрены соответствующего профиля зубья. Шлицевое соединение является надежным креплением и не препятствует некоторому тепловому деформированию вала и рабочего колеса.

Для сжатия и перемещения рабочего газа (в данном случае воздуха) в конструкции спроектированного компрессора применяются осерадиальные рабочие колеса закрытого типа.Основные и покрывные диски первой, второй ступеней изготавливаются из поковок методами свободной ковки, на программированном многоцентровом фрезерном станке, при этом основной диск колеса и лопатки являются одним целым – цельно фрезерные рабочие колеса. Присоединение покрывающих дисков выполняется при помощи сварки к верхним торцам лопаток. Материалом для рабочих колес служит сталь 40 ГОСТ 1050-88, так как воздух не обладает коррозионной активностью.

Для снижения кромочных потерь при обтекании торца колеса и вала применяетсяобтекатель, выполненный вместе со  всасывающим патрубком.

Корпус мультипликатора чугунный, литой, материал – серый чугун марки Сч-12-28 ГОСТ 1412-79 (первое значение – предел прочности на растяжение, второе –предел прочности на сжатие) с горизонтальным разъемом. Для монтажа в конструкции предусмотрены приливы под рым-болты, для базирования относительно других составляющих конструкции – базирующие поверхности: отверстия под штифты для верхней части корпуса мультипликатора, цилиндрические поверхности на торцах корпуса и выступы под базирующие поверхности у сопрягаемых элементов (корпуса улиток, муфты, опорно -  упорного подшипника). Крепление корпуса с сопрягаемыми элементами осуществляется при помощи шпилек и гаек.

Улитки предназначены для сбора и направления газа после лопаточного диффузора в нагнетательный патрубок при минимальных газодинамических потерях. В данном компрессоре применяются несоосные улитки круглого поперечного сечения, свернутые в сторону всасывания без горизонтального разъема, выход газа вертикальный - вниз. Изготовление осуществляется чугунным литьем материала марки СЧ-12-28.

Для передачи нагрузки с ротора на корпус применяются опорно -  упорные подшипники. Корпуса вкладышей подшипников изготовлены из чугуна повышенной прочности Сч-28-48 ГОСТ 1412-79; заливка – баббитовая Б83 (где число – процент олова). На приводном валу расположены опорные подшипники.

Снижение утечек сжимаемого газа и смазки обеспечивается установкой лабиринтных газовых и масляных уплотнений. Для устранения утечек газа применяются осевые лабиринтные уплотнения на  первых трех ступенях, на четвертой – используется комбинированное лабиринтное уплотнение.

Передача вращающегося момента от привода осуществляется посредством зубчатой муфты.

Фиксацию рамы осуществляют при помощи фундаментных болтов, находящихся в железобетонной основе.

Компрессор отличается хорошей компактностью, легкостью и не требует установки массивных рам или фундаментов, а также имеет довольно простую конструкцию межступенчатых коммуникаций.

Первым этапом по сборке конструкции спроектированного промышленного центробежного компрессора является размещение и крепление рамы к железобетонному фундаменту при помощи фундаментных болтов.

Вторым этапом следует ориентирование (базирование) и крепление шпильками М9

80 5.8. ГОСТ 22034-76 фланца нижней половины корпуса мультипликатора к раме, после чего приступают к размещению внутренних элементов конструкции: нижних частей (в виде полуокружностей) подшипников, масляных уплотнений и роторов согласно чертежу.

После установки элементов производится центровка. Сначала центруются опорные вкладыши в корпусах подшипников, которые должны обеспечивать правильное радиальное  положение ротора относительно статора машины. Регулирование концентричности вкладышей достигается подбором толщины прокладки. Центровка осуществляется с помощью контрольго вала. После фиксации осевого положения ротора центруются уплотнения. Следующий этап: размещение верхних частей внутренних элементов машины и верхней половины корпуса мультипликатора;  размещение осевых лабиринтных уплотнений и корпуса улитки.

Центровка корпусов улиток и корпуса мультипликатора вызывается необходимостью обеспечения необходимой величины радиального зазора между уплотнительными гребнями уплотнений и уплотняемыми поверхностями ротора, а также торца рабочих колес; таким образом, задача центровки состоит в совмещении оси расточек под уплотнения в корпусе улиток с осью соответствующего вала, что выполняется с помощью специальных опорных выступов (поясков) на корпусах улиток, которые прилегают к соответствующим поверхностями на корпусе компрессора.

После установки улиток приступают к монтажу рабочих колес, диффузоров и всасывающих патрубков вместе с обтекателями.

Заключительный этап состоит в центровке по полумуфтам, т. е. операции при которой необходимо создать единую линию осей приводного вала машины, электродвигателя и мультипликаторапутем достижения параллельного по торцам и концентричного по наружному диаметруположения полумуфт. Данная операция производится за счет изменения положения всей машины путем регулирования стоек или рам с помощью специальных клиньев и прокладок.


Список литературы

        1.  Проектирование и оптимизация проточной части промышленных центробежных ком-прессоров с использованием ЭВМ. Учебное пособие / К. П. Селезнев, Ю. Б. Галеркин, Б. Н. Савин, Е. Ю. Попова, Р. А. Измайлов – Л., 1990. 76 с.

2.  Центробежные компрессоры / К. П. Селезнев, Ю. Б. Галеркин, – Л.: Машиностроение, 1982. 271 с.

3.  Газодинамический расчет центробежных компрессоров поэлементным методом.

Учеб-но-методическое пособие / С. А. Анисимов; Под ред. К. П. Селезнева – Л., 1974. 134 с.

  1.  Расчет критических скоростей вращения роторов турбомашин.

Методические указания / А. В. Зуев, Л. Я. Стрижак, И. А. Тучина, В. М. Власов, В. Б. Семеновский – СПб. гос. техн. университет; СПб., 1995. 32 с.

        5.    Теория, расчет и конструирование компрессорных машин динамического действия. Турбокомпрессоры. Принцип действия, области применения, основы рабочего процесса и конструкции. Учебное пособие / Ю.Б. Галеркин; К.В. Солдатова; В.И. Титенский – СПб.: ОАО «РЭП-Холдинг», ЗАО «Невский завод». 2008. 142 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

67283. Асиметричні криптоперетворення в групі точок ЕК та їх застосування для забезпечення конфіденційності 261.81 KB
  Для заданого дійсного набору параметрів еліптичної кривої особистий ключ і відповідний відкритий ключ можуть бути генеровані таким чином: Вибирається випадкове або псевдовипадкове ціле d на відрізку [2, n–2], яке має бути захищене від несанкціонованого розкриття й бути непередбачуваним.
67284. ПРАВО В СИСТЕМЕ СОЦИАЛЬНЫХ НОРМ 200 KB
  Среди них моральные правовые политические эстетические корпоративные религиозные обычаи традиции привычки нравы деловые обыкновения обряды ритуалы требования этикета корректности приличия и др. Юристы имеют дело прежде всего с правовыми нормами которые представляют для них...
67285. Верхні й нижні колонтитули, стовпці та шаблони 317 KB
  Ця тема бере на себе більш складне завдання вона повинна показати читачеві як за допомогою викладеного раніше матеріалу створити шаблон всього сайту. Досить докладне уявлення такого процесу показано на малюнку 1 і з десяти показаних там кроків дана тема розглядає чотири зокрема...
67286. ОСНОВЫ НЕЙРОЭНДОКРИННОЙ РЕГУЛЯЦИИ ФУНКЦИЙ 148.5 KB
  Некоторые гормоны как например лютеинизирующий гормон передней доли гипофиза или мужской половой гормон тестостерон поступают в кровь путём пульсирующей секреции которая происходит в течение 12 минут и неоднократно повторяется на протяжении суток вследствие такого характера секреции уровень гормона...
67287. Лексика с экспрессивно-стилистической точки зрения 101 KB
  Функциональный стиль реализуется в устной и письменной формах и имеет особенности в лексике, фразеологии, словообразовании, морфологии, синтаксисе, фонетике, в использовании эмоционально-оценочных и экспрессивно-образных средств, в наличии своей системы клишированных средств.
67288. Формы государственно-территориального устройства 17.2 KB
  Тенденция: расширение предмета регулирования. Субсидиарность – принцип территориальной организация власти, при которой обеспечивается оптимальное разграничение полномочий между территориальными единицами и достигается эффективность управления и учет интересов населения.
67289. ИНСТРУМЕНТАЛЬНЫЕ СТАЛИ 54 KB
  Инструментальные стали делятся на четыре категории: 1 пониженной прокаливаемости преимущественно углеродистые; 2 повышенной прокаливаемости легированные; 3 штамповые; 4 быстрорежущие. Углеродистые и легированные стали применяются для режущего инструмента при легких условиях работы и для измерительного инструмента.
67290. Приближенные способы преобразования 279 KB
  Универсальный способ получения случайных чисел базируется на кусочной аппроксимации функции плотности. Для вычисления k воспользуемся следующим соотношением: Алгоритм машинной реализации этого способа получения случайных чисел сводится к выполнению следующих действий...
67291. КУЛЬТУРА 19 ВЕКА: ПОЗИТИВИЗМ 70 KB
  Вместе с изменением представлений о строении материи пространстве времени движении путях развития флоры и фауны месте человека в природе о происхождении жизни на Земле изменяется и отношение человека к природе и обществу. В отличие от героя-романтика герой-реалист активно участвует в жизни пытаясь изменить её в лучшую сторону.