Аммиачная турбохолодильная машина

Размещено на http://www.allbest.ru/

Аммиачная турбохолодильная машина



Аннотация

Выпускная квалификационная работа содержит 136 страницы 11 рисунков, 29 таблиц, спецификацию приборов автоматики, перечень графического материала, список использованных источников, приложения.

Аммиачная турбохолодильная машина, турбокомпрессор, входной направляющий аппарат, колесо, подшипник, ротор, торцевое уплотнение, испаритель, крышка.

Выпускная квалификационная работа посвящена разработке аммиачной турбохолодильной машины для химического производства.

Выпускная квалификационная работа содержит описание работы и составных частей аммиачной турбохолодильной машины, термодинамический расчет холодильного цикла, расчет деталей компрессора, прочностные расчеты элементов компрессора, проверку на прочность колеса, расчет критических частот ротора, тепловой расчет теплообменного аппарата, технико-экономическое обоснование проекта, описание системы автоматизации аммиачной турбохолодильной машины, условия безопасной работы, методику приемо-сдаточных испытаний.



Содержание

Введение

1. Описание турбоагрегата

1.1 Устройство и работа

1.2 Устройство и работа составных частей изделия

2. Проектный расчет центробежного компрессора

2.1 Расчет цикла паровой холодильной машины

2.2 Расчет секций турбокомпрессора

2.3 Расчет рабочих колес

2.4 Расчет диффузоров

2.5 Расчет обратного направляющего аппарата

2.6 Расчет выходного устройства

2.7 Расчет входного патрубка

2.8 Определение осевого усилия, действующего на ротор компрессора, и расчет думмиса

2.9 Расчёт подшипников, торцевого уплотнения, расхода смазки

3. Проверочный расчет теплообменного аппарата

3.1 Проверочный тепловой расчёт испарителя ИТГ-800

4. Технологическая часть. Инструкция по испытанию центробежного компрессора

4.1 Общие положения

4.2 Требования к стенду

4.3 Требования безопасности

4.4 Определяемые параметры

4.5 Объем и методика испытания

4.6 Обработка результатов испытаний

4.7 Отчетность

5. Система автоматизации турбокомпрессорного агрегата

6. Экономическое обоснование проекта

6.1 Расчет экономической эффективности проектируемой машины в сфере её производства

6.2 Расчет экономической эффективности аналога и проектируемого изделия в сфере его эксплуатации

6.3 Вывод о экономической эффективности

7. Инструкция по безопасной эксплуатации, проектируемой холодильной установки

7.1 Физико-химические и токсические свойства аммиака

7.2 Категория проектируемого объекта по взрывопожарной опасности

7.3 Основные опасности производства

7.4 Основные технические мероприятия обуславливающие безопасную эксплуатацию объекта

7.5 Расчет вентиляции помещения

7.6 Обеспечение электробезопасности

7.7 Пожарная профилактика и средства тушения пожара

7.8 Обеспечение допустимого уровня шума и вибрации

7.9 Производственная санитария и гигиена труда

7.10 Искусственное освещение

Заключение

Список используемой литературы

Перечень графического материала



Введение

Холодильная машина представляет собой совокупность аппаратов, приборов, предназначенных для получения и применения искусственного холода. Холодильная машина помимо основных элементов, входящих в её состав и необходимых для осуществления обратного термодинамического цикла, включает в себя еще и аппараты, приборы, трубопроводы, необходимые для реализации технологических процессов при низких температурах.

Холодильные машины находят всё более широкое применение во многих отраслях промышленности, а развитие некоторых отраслей нельзя представить без использования искусственного охлаждения.

По масштабам использования искусственного холода одно из ведущих мест занимает химическая промышленность. Здесь искусственное охлаждение применяется для разделения жидких и газовых смесей и получения чистых продуктов (этана, пропана, природного газа), при производстве многих синтетических материалов, для отвода тепла химических реакций

Данный проект посвящен разработке центробежного компрессора для холодильной машины.

Дано описание конструкции и работы холодильной машины, показаны ее схема и цикл, по которому данная машина работает.

Дипломный проект включает в себя термодинамический расчёт цикла холодильной машины, газодинамический расчёт проточной части компрессора, подбор и определение основных эксплуатационных показателей подшипников и торцевого уплотнения, расчёт критических частот вращения ротора, а также расчёт напряжений, возникающих в дисках рабочих колёс при работе компрессора на расчётном режиме, тепловой расчет теплообменного аппарата, разработка систем автоматизации, технологии испытания центробежного агрегата, экономических расчет основных показателей и разработка мер по безопасной эксплуатации данного агрегата.

В графической части представлены: общий вид агрегата, сборочный чертежи компрессора, ротора, рабочего колеса, подшипника опорно-упорного, уплотнения торцевого, испаритель, крышка.

В качестве компрессора - аналога выбран аммиачный турбокомпрессор АТКА-445-6000.



1. Описание турбоагрегата

1.1 Устройство и работа

1. Агрегат представляют собой турбокомпрессор с

приводом от электродвигателя через повышающую зубчатую передачу.

Агрегат имеет двухэтажную компоновку. На строительной отметке +4,8 м монтируется компрессор с мультипликатором и электродвигателем, масляные системы монтируются на отметки +2,4 м.

Привод агрегата осуществляется от синхронных электродвигателей.

2. Принципиальная схема работы агрегатов.

Согласно схемам все турбокомпрессорные агрегат установки объединены общим коллектором на всех уровне давленая и принята укрупненная аппаратура.

Работа установки с агрегатом происходит следующим образом:

Парообразный аммиак, образующийся в испарителе всасывается из общего коллектора компрессором через охладитель жидкости и всасывающий коллектор.

В первой секции компрессора пары аммиака сжимаются до промежуточного давления. Сжатие пары постулате в промежуточный холодильник ХП-250, где частично охлаждаются. Затем в трубопровод по ходу газа впрыскивается жидкий аммиак, подаваемый из ресивера.

Жидкий аммиак, попадая в газовый поток низкого давления, испаряется, охлаждая газообразный аммиак.

Далее охлажденный аммиак проходит отделитель жидкости и всасывается во вторую секцию компрессора, где сжинается до давления конденсации.

Сжатые пары через нагнетательный коллектор поступают в конденсатор,

где охлаждается и конденсируются охлаждающей водой или воздухом.

Расположенный под конденсатором линейный ресивер, обеспечивает полный слив жидкости из конденсатора при работе.

Поток жидкости из ресивера поступает в трубное пространство промежуточного сосуда, где жидкость переохлаждается за счет испарения аммиака в межтрубном пространстве сосуда. Образовавшиеся паре отсасываются второй секцией компрессора.

Переохлажденный аммиак через жидкостный коллектор поступает к дроссельным органам и далее в межтрубное пространство испарителя.

В случае рассольного охлаждения применяются кожухотрубные или панельные испарители. В случае непосредственного испарения - технологические аппараты.

В схему включен компрессорно-конденсаторный агрегат АКП-АУ-45, используемый при зарядке и эвакуации аммиака.

3. Работа системы автоматического регулирования производительности и защиты.

Регулирование в агрегатах производится от 100 до 70% с помощью дроссельной заслонок, установленной на всасывающем коллекторе. Дальнейшее снижение производительности до 50% производится байпасным клапаном, перепускающим газ с нагнетания на всасывание.

Для охлаждения байпасного пара при регулировании перепуском с

нагнетания на всасывание, а также при пуске машины в схеме предусмотрен сосуд охлаждения байпасного пара СОБП. Понижение температуры пара происходит за счет испарения жидкого аммиака в СОБП, через который барботирует горячий пар.

Сигнал на прикрытие шли открытие регулирующей заслонки поступает со всасывающего коллектора. При снижении тепловой нагрузки а, следовательно, давления в испарителе заслонка автоматически прикрывается. Если заслонка полностью закрыта, а давление продолжает падать, открывается пневматический байпасный клапан.

Кроме того, в схеме автоматики предусмотрено автоматическое прикрытие лопаток ВНА при повышении мощности, потребляемой электродвигателем, свыше 4000 кВт.

Регулирование производительности на агрегатах других типов производится с помощью входного направляющего аппарата (ВНА), установленного на входе в каждую секцию компрессора. При снижении тепловой нагрузки лопатки ВНА прикрываются, меняя характеристику газового потока и этим уменьшая производительность компрессора. Если при закрытых лопатках давление продолжает падать, автоматически открывается байпасный клапан, перепускающий пары аммиака из конденсатора на всасывание компрессора.

Управление турбокомпрессорными агрегатами предусмотрено с дистанционного щита устанавливаемого во взрывобезопасном помещении и с местного щита управления, устанавливаемого в машинном зале. Приборе контроля и управления, размещаемые в малинном зале, - взрывобезопасного исполнения.

На дистанционном щите расположены:

- приборы управления турбокомпрессорным агрегатом, масляными

насосами, задвижками;

- сигнальные лампы;

- измерительные приборы тока и мощности главного двигателя и давления всасывания и нагнетания компрессора;

- приборы для записи температур подшипников компрессора и мультипликатора, а также температуры аммиака на всасывающих и нагнетательных патрубках компрессора.



1.2 Устройство и работа составных частей изделия

Как указывалось выше, основные узлы аммиачных агрегатов типа унифицированы. Ниже приводится описание конструкции основных узлов агрегатов.

1.2.1. Корпус компрессора отлит из чугуна 04 24-44. Средняя часть корпуса выполнена в виде цилиндра с продольными и кольцевыми ребрами жесткости. Корпус имеет горизонтальный разъем. Верхняя и нижняя половины корпуса соединяются с помощью стяжных шпилек, установленных во фланце нижней половины. Точность взаимного положения верхней и нижней половин корпуса фиксируется двумя коническими штифтами с резьбовым хвостовиком, облегчающим выемку штифтов.

Во фланце горизонтального разъема вешней половины имеются четыре отжимных болта для облегчения подъема (отрыв и первоначальный подъем).

Для направления верхней половине корпуса при монтаже предусмотрены 2 стяжные шпильки увеличенной длины с направляющими втулками. Высота этих шпилек превышает максимальный радиус ротора, уложенного в подшипники. Это предотвращает возможное задевание корпуса о ротор, обеспечивая направление движения верхней половины корпуса при ее подъеме и опускании по вертикали во время сборки или разборки компрессора.

Для крепления к фундаментной раме на корпусе прилиты 4 лапы, фиксация оси компрессора выполнена направляющей шпонкой (на приливе со стороны всасывания) и коническим штифтом (на приливе со стороны привода),

В подшипниковых камерах корпуса имеются отверстия:

- для подачи и слива масла из подшипников и для подачи в торцевое уплотнение;

- для уравнивания давления в подшипниковых камерах;

- для уравнивания давления в подшипниковых камерах и маслобаке.

В верхней половине корпуса имеются люки для обеспечения доступа к подшипникам без подъема верхней половины корпуса.

Всасывающие и нагнетательные патрубки направлены вниз.

Горизонтальный разъем между вершей и нижней половинами корпуса уплотняется паронитовой прокладкой толщиной 0,6 мм.

Прокладка укладывается по контуру фланца корпуса. Для увеличения удельного давления в стыке на прокладке выполнены разгрузочные отверстия или выборки во фланце.

Для подъема верхней половины корпуса на ней выполнены специальный приливы.

.2. Неподвижные элементы проточной части компрессора (диафрагмы) выполнены из литых чугунных дисков, скрепленных между собой призонными болтами. Внутри пакетов образованы каналы для прохода газа. Материалом для неподвижных элементов служит чугун.

Компрессор имеет в литье после каждой секции.

Диффузоры и ОНА - лопаточные, лопатки фрезерованы совместно с

диском, который болтами крепится к промежуточному диску. Торцевые зазоры между лопатками ОНА и стенками соответствующих дисков могут быть установлена с помощью регулировочных прокладок.

Для компенсации тепловых расширений между корпусом и диафрагмами выполнен радиальный зазор, равный 1 мм. Диафрагмы, установленные в корпусе с помощью подвесок со специальными пружинами, имеют возможность расширяться по периферии не меняя своего концентрического положения относительно оси расточки корпуса,

3. Ротор состоит из вала с насаженными на него рабочими

колесами, думмисом, втулками и полумуфтой на конусном конце вала.

Втулки служат для направления потока газа при переходе его из ступени в ступень. Для предотвращения осевого смещения колес конин втулок завальцованы в вал. Между втулками и колесами предусмотрены осевые зазоры, компенсирующие тепловые расширения колес и втулок при работе.

При сборке, после посадки каждого колеса, ротор балансируется динамически Окончательная балансировка производится в оборе с полумуфтой.

Вал ротора выполнен из легированной! стали. Своими шейками на концах вал опирается на два подшипника. на переднем конце вала посажены по горячей посадке упорные диски, передающие осевое усилие на упорный подшипник.

4. Думмис (разгрузочный поршень) служит дли уравновешивания части осевого усилия, возникающего на рабочих колесах,

Компенсируемое думмисом осевое усилие прижимает ротор постоянно к одной стороне подшипника и не допускает колебаний ротора в осевом направлении за счет зазора в подшипнике в переходные режимы работа (пуск, остановка).

5. Рабочее колесо компрессора состоит из основного и покрывного дисков. Основной диск выполнен совместно с лопатками.

Покрывной диск крепится к основному диску заклепками. Возможно крепление с помощью пайки или сварки. Материалом для изготовления колес служит титановый сплав или легированная сталь. На покрывных дисках по периферии между лопатками выполнены антивибрационные выборки, повышающие прочность и вибростойкость колеса.

Каждое колесо после сборки проходит статическую балансировку.

6. Подшипники компрессора размещаются в подшипниковых камерах корпуса: опорный - со стороны привода, опорно-упорный - со

стороны. Опорно-упорный подшипник воспринимает осевую и радиальную нагрузку и фиксирует положение ротора в осевом направлении.

Упорная часть опорно-упорного подшипника состоит из упорных сегментов типа "Митчелл". Необходимый осевой зазор между сегментами и упорными дисками ротора выдерживается за счет шлифуемого дистанционного кольца и равен 0,2…0,8 мм.

Для регулирования установки подшипников в радиальном направлении на корпусе подшипника имеются сухари с регулировочными прокладками.

В осевом направлении положение подшипника относительно корпуса может регулироваться за счет шлифовки шайб, крепящихся к корпусу подшипника.

Масло в подшипник подводится через сверления в корпусе и подшипнике и далее по фрезеровкам в плоскости разъема подшипника поступает в радиальную часть и к обеим сторонам упорного подшипника.

Слив масла из подшипника происходит через радиальные зазоры с обеих сторон подшипника между упорными дисками и гребнями масляных лабиринтов.

Опорный подшипник, установленный в корпусе компрессора, воспринимает радиальные нагрузки.

Масло в подшипник поступает через свержения в корпусе компрессора и подшипника и по фрезерованной канавке в разъеме вкладыша.

Слив масла из подшипника происходит через радиальные зазоры между валом и гребнями масляных лабиринтов.

Количество масла, подаваемого на подшипники регулируется изменением отверстий в дроссельных диафрагмах ("дюзах"), установленных штуцерных соединениях маслоподводящих труб.

Оба подшипника крепятся к корпусу крышками, которые фиксируются относительно корпуса коническими штифтами.

Для заливки подшипников используется баббит Б-83.

7. Лабиринтные уплотнения служат для уменьшения перетечек

между ступенями компрессора, а также между газовой полостью и подшипниковыми камерами.

Уплотнение изготавливается из стальной ленты толщиной 0,3 мм,

зачеканненой в пазы ротора с помощью проволоки.

8. Торцевое уплотнение представляет собой систему подвижных и неподвижных элементов, обеспечивающих уплотнение выходного конца вала как при работе, так и при стоянке машин. В полости уплотнения циркулирует масло, обеспечивая гидравлический затвор, смазку и охлаждения.

Уплотнение вала компрессора состоит из корпуса и крышки.

В корпусе устанавливается невращающаяся втулка , имеющая свободу перемещения в осевом направлении. Стык между втулкой и корпусом уплотняется резиновым кольцом, от проворота положение втулки фиксируется штифтом. Втулка обладает некоторой свободой углового колебании за счет упругости резины. Это позволяет ей самоустанавливатся так, что торцевая рабочая поверхность располагается перпендикулярно оси вращения вала.

В заплечики втулки упирается обойма с пружинами, обеспечивающая плотное прилегание втулки к вращающимся элементам уплотнения.

Удельное давление на рабочих торцевых поверхностях уплотнения регулируется изменением количества установленных пружин.

На валу компрессора устанавливается ведущая втулка. Крутящий момент на втулку передается штифтом. Стык между валом и втулкой уплотняется резиновым кольцом.

На наружной поверхности втулки установлен плавающий подшипник для удержания масла в полости уплотнения. Подшипник представляет собой кольцо, залитое баббитом по торцевой и внутренней плоскостям. Подшипник установлен в расточке крышки и имеет возможность перемещаться в радиальном направлении и фиксируется от проворота штифтом.

Между подвижной и неподвижной уплотнительными втулками установлено графитовое кольцо.

Штифт служит для предохранения торцевого поверхностей подвижной и неподвижной втулок от повреждений, так как он ограничивает ход неподвижной втулки при износе графитового кольца.

Масло в полости, уплотнения подводятся в верхнюю часть корпуса от системы смазки компрессора. Слив масла производится через зазор в плавающем подшипнике.

Уплотнение выполнена одностороннего типа, его полость организована за счет одной пары трения и плавающего подшипника (со стороны газовой полости). Уплотнение этого типа имеет минимальный осевой размер, наименьшее число изнашиваемых деталей, упрощенную пакетную сборку, что значительно упрощает конструкцию и условия эксплуатации.

Подбор числа пружин,

В торцевом уплотнении компрессора, отгруженного с предприятия - изготовителя установлено шесть пружин.

В зависимости от режима работы холодильной машины и давления масла в полости уплотнения выбирается число пружин.

Основное требование к работоспособности торцевого уплотнения следующее: при пуске и работе торцевое уплотнение не должно раскрываться. Это требование выдерживается при минимальном количестве пружин(.Тогда перетечка масла по стыку - графитовое кольцо-втулка будет максимальна, а износ графитового кольца - минимальным.

Для ликвидации утечек масла через торцевое уплотнение необходимо увеличить удельное давление на трущиеся поверхности графитового кольца и втулки. Для этого необходимо установить максимальное количество пружин. При этом износ трущихся поверхностей будет максимальным.

Вопрос конкретного выбора количества пружен для установки в торцевое уплотнение при эксплуатации решается заказчиком.

Точное количество утечки масла определяется по уровню масла в маслобаке мультипликатора. Степень и скорость износа графитового кольца определяется изменением размера "Г" . "Г" - минимально допустимое - I мм. Уточнив вышеуказанные показатели (утечка масла, степень износа) , в процессе эксплуатации количество пружин, установленных в торцевом уплотнении, можно уточнить по желанию заказчика. Уплотнение вала маслонасоса создается парой торцевого трения "графит-сталь" и резиновым кольцом на шейке вала. Необходимое усилие в паре трения обеспечивается пружиной.

9. Входной направляющий аппарат предназначен для регулирования производительности компрессора за счет закрутки потока аммиака на входе в первое колесо каждой секции. Лопатки с насаженными на концах шестернями установлены на входе в первое колесо. В зацеплении с шестернями лопаток входит одна большая шестерня с внутренним зубом. Зацепление между большой и малыми шестернями, регулируется с помощью набора прокладок. На одну из малых шестерен через карданную муфту передается усилие от пневматического механизма установленного на корпусе компрессора.

10. Мультипликатор служит для повышения числа оборотов ротора компрессора до рабочего цикла к представляет собой зубчатую передачу горизонтального типа. Корпус мультипликатора чугунный, с горизонтальным разъемом, установлен на литой чугунной раме. На верхней половине корпуса предусмотрен люк для осмотра зубчатого зацепления. Шестерня и обод колеса изготовлены из легированной стали, вал колеса - из углеродистоой конструкционной стали. Шестерня в корпусе установлена на опорных подшипниках. Один конец вала колеса установлен на опорном подшипнике, второй, имеющий бурты, - на опорно-упорном. Подшипники залиты баббитом Б-83. Крышки подшипников фиксируются относительно корпуса коническими штифтами. Масло в подшипники подается через дозирующие втулки, установленные в корпусе мультипликатора. Зацепление в передаче выполнено по профилю Новикова. Тип передачи - косозубая шевронная. Направление нарезки спиралей зубьев на левом и правом шевроне противоположное, вследствие чего зацепление полностью разгружено от осевого усилия. Подача масла в зацепление осуществляется через дроссельную диафрагму и форсунку. Отработанное масло сживается в корпус мультипликатора, в нижней части которого имеется фланец для присоединения маслосливной трубы.

11. Для передачи крутящего момента от электродвигателя к мультипликатору служит зубчатая муфта.

12. Рабочий (резервный) электромаслонасос обеспечивает питание

маслосистемы компрессора в период пуска, работы и во время выбега. Рабочий и

резервный электромаслонасосы выполнены одинаковыми. Собственно насос - шестеренчатого типа, состоит из корпуса и крышки, в которых запрессованы подшипники валиков ведущей и ведомой шестерен. Крышка крепится к корпусу на шпильках и фиксируется относительно него коническими штифтами. В корпусе маслонасоса установлено торцевое уплотнение для уплотнения выходного вала при работе и стоянке.

Масло для смазки и охлаждения торцевого уплотнения подается из нагнетательной полости насоса по специальной трубе и сливается во всасывающую полость насоса по сверлению в корпусе.

13. Маслоохладитель - горизонтальный кожухотрубного типа. По трубам проходит вода, в межтрубном пространстве - масло. Трубы - стальные, гладкие.

14. Фильтр-тонкой очистки, предназначен для очистки масла от механических частиц величиной не более 0,04 мм. Представляет собой сварной вертикальный сосуд, закрытый сверху крышкой. В корпусе установлен пакет металлокерамических фильтрующих элементов, которые крепятся на длинных шпильках и стягиваются. Между элементами предусмотрены уплотнительные прокладки. Масло подается во внутреннюю полость корпуса, проходит через стенки фильтрующих элементов (от периферии внутрь), поступает в крышку фильтра и далее в масляный трубопровод. В низшей часта корпуса предусмотрен патрубок с вентилем для слива грязи из корпуса и освобождения фильтра от масла при ремонте.

15. Маслобак представляет собой вертикальный, сварной сосуд, к которому приварены патрубки с фланцами. В маслобаке предусмотрен датчик сигнализатора уровня масла. Внутри бака, в нижней его части, установлен заборный фильтр. Для визуального контроля на баке имеется указатель уровня масла.

16. Система смазки мультипликатора и электродвигателя служит для охлаждения (нагрева), очистки и подачи под давлением масла к местам смазки мультипликатора и электродвигателя, зубчатым муфтам и датчику осевого сдвига. Тип системы смазки - открытая, принудительная и циркуляционная. Система смазки состоит из рабочего маслонасоса, пускового маслонасоса, маслоохладителя,, фильтра, маслобака, обратного клапана, перепускного клапана и трубопроводов. Масло всасывается из маслобака маслонасосом, прокачивается последовательно через перепускной клапан, масляный фильтр, маслоохладитель и поступает в нагнетательный коллектор. От нагнетательного коллектора масло поступает на смазку подшипников мультипликатора и электродвигателя, зубчатого зацепления мультипликатора, к зубчатым муфтам и датчику осевого сдвига. Отработанное масло самотеком сливается обратно в маслобак. Для обеспечения постоянного давления масла на нагнетательном трубопроводе установлен перепускной клапан, который автоматически поддерживает заданное давление, сбрасывая излишек масла обратно в маслобак. Для подачи масла в случае выхода, из строя основного маслонасоса служит пусковой маслонасос, подключенный параллельно с основным. Одновременно он служит для подачи масла при пуске ж останове агрегата.

17. Маслоохладитель -горизонтальный, кожухотрубного типа. По трубам проходит вода, в межтрубном пространстве - масло. Трубы стальные гладкие.

18. Фильтр предназначен для очистки масла от механических частиц. Конструкция фильтра аналогична фильтру системы смазки компрессора.

19. Маслобак представляет собой горизонтальный сварной сосуд с указателем уровня и люком для заполнения масла, в котором установлен фильтрующий стакан. На верхней части маслобака предусмотрен люк для отвода паров масла из маслобака и соединения его с атмосферой.



2. Проектный расчет центробежного компрессора

2.1 Расчет цикла паровой холодильной машины

1. Цикл двухсекционной холодильной машины со змеевиковым промежуточным сосудом и неполным промежуточным охлаждением.

По таблицам свойств насыщенных паров аммиака найдем давление кипения аммиака при Т0=-120С=261 К, р0=0,269 МПа и давление конденсации при

Тконд=410С=314 К, рконд=1,59 Мпа. Давление перед турбокомпрессором

рн=МПа, давление за турбокомпрессором

рк=МПа.

Подогрев паров аммиака на линии всасывании примем 3 К.

Тогда температура паров на входе в турбокомпрессор Тн=Т0+3=261+3=264 К. Положение точки Н в i, lg p - диаграмме определяется пересечением изобары рн и изотермы Тн (рис 2.2.). Необходимые для последующих расчетов значения параметров аммиака в точке Н и других узловых точках цикла занесем в табл. 2.1.

Таблица 2.1. - Параметры аммиака в узловых точках цикла

Точка	i, кДж/кг	р, МПа	Т, К	v, м3/кг
Н	1457,52	0,255	264	0,488
А	1442,27	0,269	261	-
В1	389,98	1,594	314	-
А1	1474,95	0,678	286	-
К1ад	1581,7	0,644	327	0,232
К1	1614,38	0,644	340	0,246
Н2	1518,52	0,644	300	0,211
Кад	1653,59	1,62	370	0,103
К	1697,17	1,62	385	0,109

Из условия обеспечения минимальной величины работы турбокомпрессора найдем приближенное значение промежуточного давления между секциями турбокомпрессора:

Мпа

Более точное значение р1к находят из условия обеспечения максимальной величины холодильного коэффициента цикла.

Промежуточное давление

Мпа

где ?р=0,034 МПа - разность давлений между входом во вторую секцию турбокомпрессора и межтрубным пространством промежуточного сосуда.

Рисунок 2.1. - Принципиальная схема холодильной машины со змеевиковым промежуточным сосудом и неполным промежуточным охлаждением

Рисунок 2.2. - Цикл холодильной машины со змеевиковым промежуточным сосудом и неполным промежуточным охлаждением

Температура насыщенных паров аммиака при давлении рп=0,67 МПа, Тп=285,77 К.

Принимая разность температур между жидким аммиаком на выходе из змеевика промежуточного сосуда и насыщенным паром аммиака на выходе из межтрубного пространства промежуточного сосуда, ?Т=4,23 К, найдем температуру жидкого аммиака перед дроссельным вентилем (точка В2):

К.

Энтальпия аммиака в точки В2: iВ2=278,43 кДж/кг.

Проведем изоэнтропу через точку Н до пересечения с изобарой р1к в точке К1ад (см. рис. 2.2.) и определим в этой точке энтальпию, удельный объем и температуру.

Изменение энтальпии в 1 секции при изоэнтропном сжатии

кДж/кг

Примем адиабатный КПД 1 секции з1ад=0,78. Тогда действительное изменение энтальпии в 1 секции турбокомпрессора

кДж/кг

Действительное значение энтальпии за 1 секцией

кДж/кг

По значениям i1k и р1к найдем положение точки К1 в i, lgp - диаграмме.

После 1 секции турбокомпрессора пары аммиака охлаждаются водой в теплообменнике

Тп

до температуры, зависящий от температуры охлаждающей воды. Опуская тепловой расчет теплообменника Тп , примем температуру паров аммиака на выходе из теплообменника (точка Н1) Т1н=307 К. По i, lgp - диаграмме найдем энатльпию аммиака в точке Н1: i1н=1523,21 кДж/кг.

Удельная массовая холодопроизводительность рабочего тела цикла

кДж/кг

Массовый расход аммиака через 1 секцию турбокомпрессора, обеспечивающий заданную холодопроизводительность:

кг/с

Массовый расход аммиака через первую секцию с учетом внешних перетечек

кг/с

Массовый расход паров аммиака через промежуточный сосуд

кг/с

Массовый расход аммиака через 2 секцию турбокомпрессора

кг/с

Энтальпия аммиака на входе во вторую секцию турбокомпрессора



кДж/кг

По величине

i2H и р1к

найдем положение точки Н2 в i, lgp - диаграмме.

Изменение энтальпии во 2 секции при изоэнтропном сжатии

кДж/кг

Примем адиабатный КПД 1 секции з2ад=0,78. Тогда действительное изменение энтальпии в 1 секции турбокомпрессора

кДж/кг

Действительное значение энтальпии за 1 секцией

кДж/кг

По значениям ik и рк найдем положение точки К в i, lgp - диаграмме.

Тепловая нагрузка на конденсатор

кВт

Объемный расход через 1 секцию турбокомпрессора

м3/с



Объемный расход через 2 секцию

м3/с

Внутренняя мощность 1 секции

кВт

Внутренняя мощность 2 секции

кВт

Внутренняя мощность турбокомпрессора

кВт

2.2 Расчет секций турбокомпрессора

Расчет секций турбокомпрессора включает в себя построение графиков изменения параметров рабочего тела в процессе сжатия его в секции, выбор окружной скорости и диаметра рабочих колес, определение числа ступеней в каждой секции и внутренней мощности сжатия, а также оценку относительной ширины рабочих колес в каждой секции (кроме первого колеса первой секции).

Расчет турбокомпрессора начинается с его первой секции.

1. Расчет двухсекционного центробежного компрессора.

1.1. Построение графиков изменения параметров рабочего тела в процессе сжатия.

Примем , что политропный процесс сжатия в i, lgp - диаграмме изображается прямой, соединяющий точки Н и К (см. рис. 2.2.) . На политропе сжатия выберем ряд точек, в которых определим давление р, удельный объем v, энтальпию i и температуру Т. Полученные значения указанных параметров занесем в табл. 2.2..

На основании данных таблицы 2.2. построим графики зависимости р, Kv и Т от i (рис. 2.3.).

Рис. 2.3. Зависимость р, Kv и Т от величины энтальпии I в процессе сжатия

Таблица 2.2. - Параметры фреона на линии сжатии его в компрессоре

	Т	Р	h	v	Kv
П1	265,00	0,301	404,03	0,0789	1,000
П2	299,83	0,501	424,50	0,0532	1,4822
П3	333,71	0,834	444,97	0,0351	2,2477
П4	367,33	1,390	465,44	0,0227	3,4714

1.2. Выбор окружной скорости и определение числа ступеней.

С целью уменьшения числа ступеней турбокомпрессора необходимо принять по возможности большее значение окружной скорости u2, но не превышающее допустимых значений. По условию прочности для применяемых в настоящее время рабочих колес из титана и его сплавов допустимое значение u2 достигает 350-400 м/с. Исходя из газодинамических условий окружная скорость должна быть такой, чтобы вычисленное по относительной скорости на входе в рабочее колесо число Маха Mw1 не превышало 0,8-0,85. Следует иметь в виду, что с ростом числа Mw1 КПД ступеней турбокомпрессора уменьшается.

Примем число Маха на входе в рабочее колесо Mw1=0,8 и, полагая входной угол лопаток вл2=300, а отношение D1/D2=0,57, найдем приближенно допустимое по газодинамическим условиям значение условного числа Маха при радиальном входе потока в рабочее колесо

Тогда допустимое из газодинамических условий значение окружной скорости

м/с

где R=488,1 Дж/(кг•К) - газовая постоянная аммиака.

На основании предварительных расчетов выберем рабочие колеса с углом

выхода лопаток вл2=450. Примем коэффициент расхода рабочих колес цr2=0,23, число лопаток z2=20 и предварительно зададимся суммой (1+втр+впр), где втр- коэффициент потерь на трение дисков, а впр- коэффициент потерь на протечки через лабиринт покрывающего диска.

При выборе коэффициента расхода цr2 необходимо решить вопрос о типе диффузоров проектируемых ступеней. Я буду использовать лопаточные диффузоры, поэтому принято значение цr2=0,23.

Поправка на конечное число лопаток рабочего колеса

коэффициент теоретического напора рабочего колеса

цu2= kz- цr2• ctg вл2=0,889-ctg45•0,23=0,659

Предварительно оценим' число ступеней:

x=?i•103/(u22• цu2•(1+втр +впр))=160,98•103/453,432•0,659•1,04=1,14

Примем число ступеней x= 2 и уточним значение окружной скорости

u2===342,72 м/с

и числа Маха

Mu=u2/=342,72/=0,91

Повышение энтальпии в каждой ступени турбокомпрессора

?i1=?i2=?i/x=160,98/2=80,49 кДж/кг

Степень реактивности рабочих колес

?=1-( цu22+ цr22)/(2• цu2•(1+втр +впр))=1-(0,6592+0,232)/(2•0,659•1,04)=0,644

Повышение энтальпии в каждом рабочем колесе

?i21=?i21=?i•?/x=160,98•0,644/2=51,88 кДж/кг



Энтальпия за первым рабочим колесом

i21=iн+?i21=1456,78+51,88=1508,66 кДж/кг

По графикам (рис. 2.3.) найдем коэффициент изменения удельного объема К1v2=1,6, давление за первым колесом Р21=0,442 МПа и температуру Т21=290 К.

На основании предварительных расчетов примем относительную ширину первого рабочего колеса

b21=b21/D2=0,07

Коэффициент загромождения выходного, сечения рабочего колеса лопатками ф2=0,94.

Частота вращения ротора

Диаметр рабочих колес

D2=60•u2/р•n=60•342,72/3,14•16350=0,40 м

Ширина первого колеса на выходе

b21=b21•D2=0,055•0,40=0,028 м

Энтальпия на выходе из второго рабочего колеса

i22=iн+?i1+? i22=1456,78+80,49+51,88=1589,16 кДж/кг

По графикам рис. 2.3. найдем коэффициент изменения удельного объема

К2v2=3,3,

давление за вторым колесом

Р22=1,071 МПа и температуру Т22=335 К.

Относительная ширина рабочего колеса второй ступени

b22=Vн/р•D22•ф2•цr2•u2• К2v2=4,19/,14•0,402•0,94•0,23•342,72•3,3=0,034

что допустимо, так как

b22>0,2.

Ширина второго рабочего колеса на выходе

b22=b22•D2=0,034•0,40=0,0136 м

Расчет 2 секции турбокомпрессора аммиачной холодильной машины

При расчете первой двухступенчатой секции приняты параметры рабочих колес, указанные в табл. 2.3..

Таблица 2.3. - Параметры рабочих колес 1 секции компрессора

№ ступени	вл2, град	цr2	z2	(1+втр +впр)	цu2
1	45	0,23	28	1,04	0,659
2	60	0,28	24	1,05	0,624

Примем диаметр рабочих колес 2 секции равным диаметру рабочих колес 1 секции, т.е. D22=D21=0,40 м, относительные ширины рабочих колес b21=0,07, b21=0,034.

По результатам предварительных расчетов 2 секции принята двухступенчатой. Параметры рабочих колес найдем методом последовательных приближений из уравнения и занесем в табл. 2.4.



Таблица 2.4. - Параметры рабочих колес 2 секции компрессора

№ ступени	вл2, град	цr2	z2	(1+втр +впр)	цu2
1	45	0,23	28	1,04	0,659
2	60	0,28	24	1,05	0,624

Приращение энтальпии в каждой ступени 2 секции:

кДж/кг

кДж/кг

Степень реактивности рабочих колес

Энтальпия аммиака за рабочими колесами второй секции:

кДж/кг

кДж/кг

По графикам зависимости коэффициента удельного объема от энтальпии найдем значение Kv2 за каждым рабочим колесом второй секции. Значение Kv2 можно также рассчитать, определив в i. lgp - диаграмме по величинам i2j значение удельного объема аммиака:

, .

Относительные величины ширины рабочих колес 2 секции:

;

,

где ф=0,94 - коэффициент загромождения выходного сечения рабочего колеса лопатками.

Анализ полученных параметров рабочих колес 2 секции показывает, что они обеспечивают необходимое приращение энтальпии в секции, а величина относительной ширины рабочих колес находится в рекомендуемых пределах.

2.3 Расчет рабочих колес

Расчет рабочего колеса первой ступени первой секции.

Диаметр вала под первым рабочим колесом:

d= 0,022•(x + 2,3)•D•= 0,022•(2 + 2,3)•0,40•= 0,108 м,

где n-первая критическая частота вращения вала, выбранная из условия n?1,25 · n, т.е.

n=1,25 · 16350=15572 об/мин.

Диаметр втулки рабочего колеса принимается на 10-20 мм больше диаметра вала. Итак,

d=d+ 20 = 108 + 12 = 120 мм.

Проверим отношение

= 120/400=0,3,

т.е. находится в допустимых пределах [d/ ? 0,15 - 0,35].

Зададимся отношением диаметров

К = D/D= 1,01 (К=1,01 - 1,04),

отношением скоростей К = C/C = 1,1 (К=0,9 - 1,15) и вычислим оптимальную величину коэффициента расхода при входе в рабочее колесо:

=(0,93-0,96)•=

=0,955•= 0,327.

Скорость потока на входе в колесо:

C= · u = 0,327 • 342,72 = 112,06 м/с.

Коэффициент изменения удельного объема рабочего тела:



К ? 1 - 0,5 · MuІ · = 1- 0,5 • · = 0,953.

Диаметр расточки покрывающего диска колеса:

D= d• = 0,12•= 0,253 м.

Входной диаметр лопаток колеса:

D = K? D = 1,01 • 0,253 = 0,256 м.

Отношение

D/D = = 0,64,

т.е. находится в допустимых пределах

[D/D ? 0,42 - 0,65].

Окружная скорость колеса на диаметре D:

u = u · (D/D) =342,72 • 0,64 = 219,57 м/с.

Предварительно примем коэффициент загромождения входного сечения лопатками

= 0,87 (0,8 - 0,9).

Абсолютная скорость при входе на лопатки (закрутка C= 0, поэтому

= )

= = = 146,74 м/с,

где штрих означает, что скорость вычислена с учетом загромождения сечения лопатками.

Угол потока при входе на лопатки:

= arctg = arctg() = 33є75.

Примем входной угол лопаток 34є, толщину фрезерованных лопаток рабочего колеса д = 6 мм (д обычно составляет 1,2 - 1,7% от D) и z= z .

Вычислим действительное значение коэффициента загромождения входного сечения лопатками ф:

ф = 1 - 0,5• = 1 - 0,5•= 0,88,

т.е. практически совпадает с ранее принятым значением.

Коэффициент изменения удельного объема рабочего тела при входе на лопатки:

=1 - 0,5 • MuІ= 1 - 0,5 • •= 0,922.

Ширина рабочего колеса на входе:

= = 0,032 м.

Угол конусности покрывающего диска:



и = arctg= arctg = 4є01,

т.е. и находится в допустимых пределах (при u>220 м/с и ? 12є).

Относительная скорость при входе на лопатки колеса:

= = = 262,41 м/с.

Число Маха при входе на лопатки:

= = = 0,702,

что вполне допустимо (Мw < 0,85).

Относительная скорость на выходе из рабочего колеса (теоретическое значение):

= = = 111,47 м/с.

Отношение скоростей, характеризующее диффузорность каналов рабочего колеса:

= = 2,15,

что находится между допустимыми значениями, равные 2 - 2,2.

Средняя густота лопаточной решетки рабочего колеса:

= = = 3,125.

Оптимальное отношение (?/t) = 2,5 - 4,0.

Угол выхода потока из рабочего колеса в абсолютном движении:

= arctg= arctg= 19є15.

Коэффициент загромождения выходного сечения колеса лопатками:

1 - 0,5• = 1 - 0,5• = 0,935,

что близко к ранее принятому значению, поэтому необходимость в пересчете отпадает.

Радиус кривизны средних лопаток (рис.3.2):

= = 334 мм.

Радиус окружности, на которой расположены центры кривизны лопаток:

= =130,71 мм.

= = = 0,0173

==

== 0,0085,

где = 0,7-коэффициент расхода (выбирается в зависимости от конструкции лабиринтного уплотнения); S = 0,4 мм - радиальный зазор (обычно S = 0,25 - 0,4 мм); = 4-число гребней.

Сумма (1+) = 1 + 0,0173 + 0,0085 = 1,0258.

2. Расчет рабочего колеса второй ступени первой секции.

С целью упрощения технологии изготовления ротора примем для второго колеса такие же, как и у первого колеса, величины

, D, D,

и проверим приемлемость принятого решения.

Ширина рабочего колеса перед входом на лопатки

мм

Приближенное значение энтальпии перед колесом

кДж/кг

По рис. 2.3. находим: К1vопр=2,06; р10= и Т10= 299 К.

Приближенное значение скорости при входе на лопатки



м/с

Коэффициент изменения удельного объема перед лопатками колеса

Уточненное значение скорости при входе на лопатки

м/с

Диаметр втулки второго колеса d2=d1+25=120+25=145 мм

Скорость перед рабочим колесом

м/с

Угол потока при входе на лопатки

Угол атаки i11=вл1-в112=34-160671=170331, что значительно превышает допустимое значение равное 3-40. Поэтому необходимо отказаться от принципа сохранения одинаковых для рабочих колес , D, D, .

В этом случае выполним расчет вторго колеса следует выполнять по следующей схеме.

Оптимальное значение коэффициента расхода:

=(0,930,96)•=

=0,95•= 0,28,

где = 1,04 и = 1,1.

Скорость перед колесом:

= · = 0,28 · 342,72 = 95,99 м/с.

Уточненное значение коэффициента изменения удельного объема рабочего тела перед колесом:

= 2,06•(1 - 0,5 · · · ) = 1,99.

Диаметр расточки покрывного диска:

= 0,145•= =0,221 м.



Входной диаметр лопаток:

= 1,04 · = 1,04 · 0,221 = 0,23 м.

Отношение диаметров:

= = 0,575 м.

Окружная скорость колеса на диаметре :

= 342,72 · 0,575 = 197,06 м/с.

Примем = 0,86. Тогда абсолютная скорость при входе на лопатки:

= м/с.

Угол потока при входе на лопатки:

.

Примем входной угол лопаток второго колеса

и проверим коэффициент загромождения входного сечения лопатками:

,

что близко к ранее принятому значению.

Коэффициент изменения удельного объема рабочего тела при входе на лопатки:

Ширина лопаток на входе в колесо:

м.

Угол конусности покрывающего диска:

.

Средняя густота решетки колеса:

Относительная скорость при входе на лопатки:

м/с.

Отношение скоростей:

.

Радиус кривизны средней линии лопаток колеса:

мм.

Радиус окружности, на которой расположены центры кривизны лопаток:

= 297,59 мм.

Коэффициент дискового трения:

Коэффициент, учитывающий протечки через лабиринт покрывающего

диска:

где = 0,7; S = 0,4 мм; = 4.

Среднее значение суммы:

,

где

Среднее значение суммы не превышает ранее принятое значение.

3. Расчет рабочего колеса первой ступени второй секции.

Диаметр вала под первым рабочим колесом:

d= 0,022•(x + 2,3)•D•=

0,022•(2 + 2,3)•0,40•= 0,108 м,

где n-первая критическая частота вращения вала, выбранная из условия n?1,25 · n, т.е. n=1,25 · 16350=15572 об/мин.

Диаметр втулки рабочего колеса принимается на 10-20 мм больше диаметра вала. Итак,

d=d+ 20 = 108 + 12 = 120 мм.



Проверим отношение

= 120/400=0,3,

т.е. находится в допустимых пределах [d/ ? 0,15 - 0,35].

Зададимся отношением диаметров

К = D/D= 1,01 (К=1,01 - 1,04),

отношением скоростей

К = C/C = 1,1

(К=0,9 - 1,15) и вычислим оптимальную величину коэффициента расхода при входе в рабочее колесо:

=(0,93-0,96)•=

=0,955•= 0,327.

Скорость потока на входе в колесо:

C= · u = 0,327 • 342,72 = 112,06 м/с.

Коэффициент изменения удельного объема рабочего тела:

К ? 1 - 0,5 · MuІ · = 1- 0,5 • · = 0,953.



Диаметр расточки покрывающего диска колеса:

D= d• = 0,12•= 0,196 м.

Входной диаметр лопаток колеса:

D = K? D = 1,01 • 0,196 = 0,198 м.

Отношение

D/D = = 0,49,

т.е. находится в допустимых пределах [D/D ? 0,42 - 0,65].

Окружная скорость колеса на диаметре D:

u = u · (D/D) =342,72 • 0,49 = 170,15 м/с.

Предварительно примем коэффициент загромождения входного сечения лопатками = 0,87 (0,8 - 0,9).

Абсолютная скорость при входе на лопатки (закрутка C= 0, поэтому = )

= = = 146,74 м/с,

где штрих означает, что скорость вычислена с учетом загромождения сечения лопатками.

Угол потока при входе на лопатки:

= arctg = arctg() = 33є75.

Примем входной угол лопаток 34є, толщину фрезерованных лопаток рабочего колеса

д = 6 мм

(д обычно составляет 1,2 - 1,7% от D) и z= z . Вычислим действительное значение коэффициента загромождения входного сечения лопатками ф:

ф = 1 - 0,5• = 1 - 0,5•= 0,88,

т.е. практически совпадает с ранее принятым значением.

Коэффициент изменения удельного объема рабочего тела при входе на лопатки:

=1 - 0,5 • MuІ= 1 - 0,5 • •= 0,922.

Ширина рабочего колеса на входе:

= = 0,023 м.

Угол конусности покрывающего диска:

и = arctg= arctg = 5є09,

т.е. и находится в допустимых пределах (при u>220 м/с и ? 12є).

Относительная скорость при входе на лопатки колеса:

= = = 262,41 м/с.

Число Маха при входе на лопатки:

= = = 0,702,

что вполне допустимо (Мw < 0,85).

Относительная скорость на выходе из рабочего колеса (теоретическое значение):

= = = 111,47 м/с.

Отношение скоростей, характеризующее диффузорность каналов рабочего колеса:

= = 2,15,

что находится между допустимыми значениями, равные 2 - 2,2.

Средняя густота лопаточной решетки рабочего колеса:

= = = 4,92.



Оптимальное отношение (

?/t) = 2,5 - 5,0.

Угол выхода потока из рабочего колеса в абсолютном движении:

= arctg= arctg= 19є15.

Коэффициент загромождения выходного сечения колеса лопатками:

1 - 0,5• = 1 - 0,5• = 0,935,

что близко к ранее принятому значению, поэтому необходимость в пересчете отпадает.

Радиус кривизны средних лопаток (рис.3.2):

= = 254,62 мм.

Радиус окружности, на которой расположены центры кривизны лопаток:

=

=

=181,13 мм.

Уточним значение

в и в для первого колеса:

= = = 0,0173

==

== 0,0074,

где = 0,7-коэффициент расхода (выбирается в зависимости от конструкции лабиринтного уплотнения); S = 0,4 мм - радиальный зазор (обычно S = 0,25 - 0,4 мм); = 4-число гребней.

Сумма (1+) = 1 + 0,0173 + 0,0074 = 1,0247.

4. Расчет рабочего колеса второй ступени второй секции.

По рис. 2.3. находим: К1vопр=1,21; р10= и Т10= 302 К.

Выполним расчет второго колеса по следующей схеме.

Оптимальное значение коэффициента расхода:

=(0,930,96)•=

=0,95•= 0,24,

где = 1,04 и = 1,1.

Скорость перед колесом:

= · = 0,24 · 342,72 = 83,29 м/с.

Уточненное значение коэффициента изменения удельного объема рабочего тела перед колесом:

= 1,21•(1 - 0,5 · · · ) = 1,17.

Диаметр расточки покрывного диска:

=

0,145•= =0,218 м.

Входной диаметр лопаток:

= 1,04 · = 1,04 · 0,218 = 0,226 м.

Отношение диаметров:

= = 0,565 м.

Окружная скорость колеса на диаметре :

= 342,72 · 0,565 = 193,63 м/с.

Примем = 0,86. Тогда абсолютная скорость при входе на лопатки:



= м/с.

Угол потока при входе на лопатки:

.

Примем входной угол лопаток второго колеса и проверим коэффициент загромождения входного сечения лопатками:

,

что близко к ранее принятому значению.

Коэффициент изменения удельного объема рабочего тела при входе на лопатки:

Ширина лопаток на входе в колесо:

м.

Угол конусности покрывающего диска:

.

Средняя густота решетки колеса:

Относительная скорость при входе на лопатки:

м/с.

Отношение скоростей:

.

Радиус кривизны средней линии лопаток колеса:

мм.

Радиус окружности, на которой расположены центры кривизны лопаток:



= 319 мм.

Коэффициент дискового трения:

Коэффициент, учитывающий протечки через лабиринт покрывающего диска:

Где = 0,7; S = 0,4 мм; = 4.

Среднее значение суммы:

,

Где



Среднее значение суммы не превышает ранее принятое значение.

2.4 Расчет диффузоров

1. Расчет диффузора первой секции первой ступени.

Рисунок 2.4. -Лопаточный диффузор

Принят лопаточный тип диффузора.

Угол выхода потока из рабочего колеса б2=19015. (см подразд. 2.3.1.). Выберем

D3/D2=1,15, D4/D2=1,55 и b3/b2=1,25.

Входной диаметр лопаток диффузора

D3=1,15•D2=1,15•400=460 мм

Выходной диаметр лопаток

D4=1,55•D2=1,55•400=620 мм

Ширина лопаток диффузора

b3=b4=1,25•b21=1,25•28=35 мм



Входной угол лопаток диффузора

б3=arctg((tg б2)/(b3/b2)0.63)=arctg((tg 19015)/(1,250.63))=16078170

Коэффициент диффузорности Дf=2,5 (обратно направляющий аппарат).

Выходной угол лопаток диффузора

б4=arcsin(Дf•D3•sin бл3 /D4)=arcsin(2,5•460•sin 170/620)=3208330

Проверим ?б=бл4-бл3=33-17=160, что меньше допустимого значения.

Примем среднюю оптимальную густоту решетки диффузора (l/tср)=2,2, рассчитаем число лопаток диффузора

z3=z4=(l/tср)•2,73•sin ((бл4+бл3)/2)/lg (D4/D3)=2,2•2,73•(sin (500/2))/lg (620/460)=19,519

Угол отставания потока на выходе из диффузора

?б4=0,346•( бл4-бл3)/=0,346•(33-17)/=3073

Угол потока на выходе из диффузора

б4=бл4-?б4=330-3073=290

Угол раскрытия каналов диффузора

н=2•arctg(р•((D4/D3)•sin бл4-sin

бл3)/z3•(D4/D3)-1))•sin ((бл4+бл3)/2))=

2•arctg(3,14•((620/460)•sin 330-sin 170)/19•(620/460)-1))•sin ((17+33)/2)=9025

(находится в допускных пределах)

Радиус кривизны средних линий лопаток диффузора

Rлg=(D4•(1-(D32/D42)))/•(cos бл4-(D3/D4•cos бл3)=(620•(1-(4602/6202)))/4•(cos 330-(460/620)•cos 170)=546 мм

Радиус окружности на которой расположены центры кривизны лопаток

Примем лопатки диффузора в виде Крыловых профилей типа С-4 с относительной толщиной dmax/l=0,05

Длина лопаток

l=(D4-D3)/2•sin((бл4+бл3)/2)=(620-460)/(2•sin((17+33)/2))=189,29 мм

dmax=0,05•l=0,05•189,29=9,46 мм, r1=0,12•dmax=0,12•9,46=1,13 мм, r2=0,06•dmax=0,06•9,46=0,56 мм.

Определим значения x и y профиля:

,

и занесем в таблицу 2.3.



Таблица 2.3. - Координаты профиля лопаток диффузора

X	0	2,36	4,73	9,46	14,19	18,92	28,39	37,85	56,78
Y	0	1,56	2,14	2,91	3,42	3,8	4,3	4,57	4,73
X	75,71	94,65	113,57	132,50	151,43	170,36	179,82	189,29
Y	4,62	4,32	3,83	3,189	2,4	1,51	1,003	0

Расчет диффузора первой секции второй ступени.

Во второй ступени целесообразно сохранить принятый для первой ступени тип диффузора.

D32=D31=460 мм

b4=b3=1,7•b22=1,7•13,6=23,12 мм

D4=1,35•D2=1,35•400=540 мм

Угол входа потока в диффузор

б3=arctg((tg б22)/(b3/b2)0.63)=arctg((tg 19015)/(1.70.63))140

Следовательно

бл3=б3=140

В качестве выходного устройства компрессора используется внутренняя спиральная камера, поэтому примем коэффициент диффузорности Дf=2.

Выходной угол лопаток диффузора

б4=arcsin(Дf•D3•sin бл3 /D4)=arcsin(2•460•sin 140/540)=2403424,50

При этом

?б=бл4-бл3=24,5-14=10,50



Число лопаток ((l/tср)=1,8)

z3=z4=(l/tср)•2,73•sin ((бл4+бл3)/2)/lg (D4/D3)=1,8•2,73•((sin 38,50)/2)/lg (540/460)=23,2623

Угол отставания потока

?б4=0,346•( бл4-бл3)/=0,346•(24,5-14)/=2,70

Следовательно угол потока на выходе из диффузора

б4=бл4-?б4=24,50-2,70=21,80

Угол раскрытия каналов диффузора

н=2•arctg(р•((D4/D3)•sin бл4-sin бл3)/z3•(D4/D3)-1))•sin ((бл4+бл3)/2))=2•arctg(3,14•((540/460)•sin 24,50-sin 140)/23•(540/460)-1))•sin ((14+24,5)/2)=8024

(находится в допускных пределах)

Радиус кривизны средних линий лопаток диффузора

Rлg=(D4•(1-(D32/D42)))/4•(cos бл4-(D3/D4)•cos бл3)=(540•(1-(4602/5402)))/4•(cos 24,5-(460/540)•cos 14)=444,88 мм

Радиус окружности на которой расположены центры кривизны лопаток

Длина лопаток

l=(D4-D3)/2•sin((бл4+бл3)/2)=(540-460)/(2•sin((14+24,5)/2))=121,32 мм

Приближенное значение скорости на выходе из диффузора

Приближенное значение энтальпии на выходе из диффузора

По графику на рис. 2.3 найдем приближенное значение

KV4ПР11=3,82

Тогда уточненные величины

K411=3,78

3.Расчет диффузора второй секции первой ступени.

Принят лопаточный тип диффузора. Угол выхода потока из рабочего колеса б2=19015 (см подразд. 2.3.3.). Выберем D3/D2=1,15, D4/D2=1,55 и b3/b2=1,25.

Входной диаметр лопаток диффузора

D3=1,15•D2=1,15•400=460 мм

Выходной диаметр лопаток

D4=1,55•D2=1,55•400=620 мм

Ширина лопаток диффузора

b3=b4=1,25•b21=1,25•14,2=17,75 мм

Входной угол лопаток диффузора

б3=arctg((tg б2)/(b3/b2)0.63)=arctg((tg 19015)/(1,250.63))=16078170

Коэффициент диффузорности Дf=2,5 (обратно направляющий аппарат).

Выходной угол лопаток диффузора

б4=arcsin(Дf•D3•sin бл3 /D4)=arcsin(2,5•460•sin 170/620)=3208330

Проверим

?б=бл4-бл3=33-17=160, что меньше допустимого значения.

Примем среднюю оптимальную густоту решетки диффузора (l/tср)=2,2, рассчитаем число лопаток диффузора

z3=z4=(l/tср)•2,73•sin ((бл4+бл3)/2)/lg (D4/D3)=2,2•2,73•(sin (500/2))/lg (620/460)=19,519

...