Аммиачная турбохолодильная машина

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 2.4.

Таблица 2.4. - 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 второй 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•10,44=17,74 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=1,95

Тогда уточненные величины

K411=2,03



2.5 Расчет обратного направляющего аппарата

1. Расчет обратного направляющего аппарата первой секции.

Рисунок 2.5. -Обратный направляющий аппарат

Примем D5=D4=620 мм, b5=1.1•b4=1,1•35=38,5 мм, бл6=900, толщину выходной кромки лопатки дb=7 мм.

Угол потока перед входом в обратно направляющий аппарат

где Ктр - коэффициент учитывающий уменьшение момента количества движения в поворотном канале перед обратно направляющим аппаратом. Для лопаточного диффузора Ктр=1,35. Примем входной угол лопаток обратно направляющего аппарата бл5=б5=340



где r=0.45, ф6=0.88 и C0/C6=1.05

Диаметр выходного сечения обратно направляющего аппарата

Радиус кривизны

Число лопаток

Коэффициент загромождения сечения 6-6 лопатками (z6=z5=14)

Т.е. близкое к ранее принятому значению.

Радиус кривизны средних линий лопаток

Радиус окружности на которой расположены центры кривизны лопаток



Примем ф5=0,88 и вычислим площадь сечения 5-5

Площадь сечения 6-6

Исходя из рекомендуемого линейного изменения скорости в межлопаточных каналах произведем профилирование лопаток. Задаваясь значениями радиуса R в интервале, по чертежу обратно направляющего аппарата найдем при этих величинах R ширину b и угол б1, а следовательно, sin бл .

Полученные данные занесем в таблицу 2.5.

Таблица 2.5.- параметры профиля лопаток обратного направляющего аппарата

R, мм	310	300	290	280	260	245
sin бл	0,744	0,78	0,813	0,843	0,894	0,926
b, мм	33	33,59	34,18	34,78	35,37	35,97
F•10-2, мм2	368	352	336	320	304	288
?S, мм	138,57	134,09	129,60	125,11	116,12	109,38
R, мм	0,961	0,985	0,998	0,996	0,999	1,0
sin бл	0,968	0,995	0,996	0,981	0,947	0,787
b, мм	36,56	37,01	37,60	37,90	38,20	38,5
F•10-2, мм2	272	260	244	236	228	220
?S, мм	100,38	91,38	82,36	73,34	64,30	55,23

По значениям ?S найдем точки профиля лопаток и построим профиль. Радиус r0 выберем из условия плавного сопряжения линий, образующих контур лопаток. Радиус

rk=b4•1.1=35•1.1=38,5 мм.

2. Расчет обратного направляющего аппарата второй секции.

Примем D5=D4=620 мм, b5=1.1•b4=1,1•17,74=19,51 мм, бл6=900, толщину выходной кромки лопатки дb=7 мм.

Угол потока перед входом в обратно направляющий аппарат

где Ктр - коэффициент учитывающий уменьшение момента количества движения в поворотном канале перед обратно направляющим аппаратом. Для лопаточного диффузора Ктр=1,35. Примем входной угол лопаток обратно направляющего аппарата бл5=б5=340

где r=0,45, ф6=0,88 и C0/C6=1,05

Диаметр выходного сечения обратно направляющего аппарата

Радиус кривизны

Число лопаток

Коэффициент загромождения сечения 6-6 лопатками (z6=z5=14)

Т.е. близкое к ранее принятому значению.

Радиус кривизны средних линий лопаток

Радиус окружности на которой расположены центры кривизны лопаток

Примем ф5=0,88 и вычислим площадь сечения 5-5

Площадь сечения 6-6

Исходя из рекомендуемого линейного изменения скорости в межлопаточных каналах произведем профилирование лопаток. Задаваясь значениями радиуса R в интервале, по чертежу обратно направляющего аппарата найдем при этих величинах R ширину b и угол б1, а следовательно, sin бл .

Полученные данные занесем в таблицу 2.6.

Таблица 2.6.- параметры профиля лопаток обратного направляющего аппарата

R, мм	310	300	290	280	260	245
sin бл	0,744	0,78	0,813	0,843	0,894	0,926
b, мм	33	33,59	34,18	34,78	35,37	35,97
F•10-2, мм2	219	215,43	211,86	208,29	204,72	201,16
?S, мм	138,57	134,09	129,60	125,11	116,12	109,38
R, мм	0,961	0,985	0,998	0,996	0,999	1,0
sin бл	0,968	0,995	0,996	0,981	0,947	0,787
b, мм	36,56	37,01	37,60	37,90	38,20	38,5
F•10-2, мм2	197,59	194,91	191,35	189,56	187,78	186
?S, мм	100,38	91,38	82,36	73,34	64,30	55,23

По значениям ?S найдем точки профиля лопаток и построим профиль. Радиус r0 выберем из условия плавного сопряжения линий, образующих контур лопаток. Радиус

rk=b4•1.1=17,71•1,1=19,5 мм.

2.6 Расчет выходного устройства

1. Расчет выходного устройства первой секции.

По чертежу турбокомпрессора найдем Rн=420 мм и примем В=60 мм. Расчетное значение расхода для улитки, расположенной за лопаточным диффузором,

,



где =0,9-1,10. Закрутка потока на выходе из диффузора:

Рисунок 2.6. - Выходное устройство в виде внутренней улитки с круглым поперечным сечением

Если в качестве выходного устройства принять внутреннюю улитку с круглым поперечным сечением , то радиус сечения улитки в зависимости от угла определяется по формуле:

,

где выражен

в градусах, r- в мм. Задаваясь значениями =22,50,450, 900 и т. д., находим радиусы r и соответствующего сечения улитки . По полученным значениям Rb построим внутренний контур улитки.



Таблица 2.7. - Параметры улитки круглого сечения

, град	4,15•v	0,0205•	r, мм	Rb, мм
22,5	19,685	0,4613	19,224	381,55
45	27,839	0,9225	26,917	366,17
90	39,37	1,845	37,525	344,95
135	48,219	2,7675	45,451	329,1
180	55,678	3,69	51,988	316,02
225	62,25	4,6125	57,638	304,73
270	68,191	5,535	62,656	294,69
315	73,655	6,4575	67,198	285,6
360	78,741	7,38	71,361	277,28

Выбираем скорость в нагнетательном трубопроводе ск=30 м/с (обычно 20-40 м/с). Тогда диаметр нагнетательного трубопровода:

,

Примем Dk= 210 мм.

Диаметр всасывающего трубопровода:

м.

Примем DH= 420 мм.

2. Расчет выходного устройства второй секции.

По чертежу турбокомпрессора найдем

Rн=420 мм

и примем В=60 мм. Расчетное значение расхода для улитки, расположенной за лопаточным диффузором,



,

где =0,9-1,10. Закрутка потока на выходе из диффузора:

Если в качестве выходного устройства принять внутреннюю улитку с круглым поперечным сечением , то радиус сечения улитки в зависимости от угла определяется по формуле:

,

где выражен

в градусах, r- в мм. Задаваясь значениями =22,50,450, 900 и т. д., находим радиусы r и

соответствующего сечения улитки . По полученным значениям Rb построим внутренний контур улитки.

Таблица 2.8. -Параметры улитки круглого сечения

, град	4,15•v	0,0205•	r, мм	Rb, мм
22,5	18,689	0,4163	18,273	383,45
45	26,43	0,8325	25,598	368,8
90	37,378	1,665	35,713	348,57
135	45,779	2,4975	43,281	333,44
180	52,861	3,33	49,531	320,94
225	59,1	4,1625	54,938	310,13
270	64,741	4,995	59,746	300,51
315	69,928	5,8275	64,101	291,8
360	74,756	6,66	68,096	283,81

Выбираем скорость в нагнетательном трубопроводе ск=30 м/с (обычно 20-40 м/с). Тогда диаметр нагнетательного трубопровода:

,

Примем Dk= 210 мм. Диаметр всасывающего трубопровода:

м.

Примем DH= 290 мм.

2.7 Расчет входного патрубка

1. Расчет входного патрубка первой секции.

В соответствии с подразделом 3.1 диаметр втулки первого рабочего колеса

d=120 мм, диаметр расточки покрывающего диска рабочего колеса D0=253 мм. Скорость потока на входе в патрубок (во всасывающем трубопроводе)

=30 м/с, а скорость потока на выходе из патрубка (при входе в первое рабочее колесо) =112 м/с. Примем тип входного патрубка, приведенный на рисунке 15.

Рисунок 2.7. - Входной патрубок

Абсолютная величина радиуса выпуклой поверхности кольцевого конфузора:

Где произведение принимается в 1,4, - коэффициент конфузорности кольцевого криволинейного конфузора, - относительный радиус кривизны выпуклой поверхности.

Относительная величина радиуса выпуклой поверхности:

,

где К выбирается в пределах 1,3.

Ширина кольцевого криволинейного конфузора на входе:

мм.

Диаметр входного сечения кольцевого конфузора:

мм.

Радиус вогнутой поверхности кольцевого криволинейного конфузора:

мм.

Примем

r=50 мм, bk=46 мм, Dk=345 мм и R=112 мм.

Внешний контур входного патрубка представляет собой спираль Архимеда.

Для его построения вычислим размеры В? при различных значениях угла в диапазоне от 0 до 1800 (см. таблицу 7):

,

где выражены в градусах, а В? - в мм.

Таблица 2.9.- Координаты профиля входного патрубка

, град.	0	22,5	45	67,5	90	112,5	135	167,5	180
В?, мм	0	67,70	135,41	203,11	270,82	338,53	406,23	504,03	541,65

По конструктивным соображениям размеры В? могут быть уменьшены, но при сохранении площади проходных сечений спиральной камеры, т. е. за счет увеличения размеров в меридиональном сечении.

Размер

h и другие размеры патрубка выбираются из конструктивных соображений с учетом плавных переходов поверхностей проточной части.

2. Расчет входного патрубка второй секции.

В соответствии с подразделом 3.1 диаметр втулки первого рабочего колеса d=120 мм, диаметр расточки покрывающего диска рабочего колеса D0=196 мм. Скорость потока на входе в патрубок (во всасывающем трубопроводе) =30 м/с, а скорость потока на выходе из патрубка (при входе в первое рабочее колесо) =112 м/с. Примем тип входного патрубка, приведенный на рисунке 15.

Абсолютная величина радиуса выпуклой поверхности кольцевого конфузора:

Где произведение принимается в 1,4,

- коэффициент конфузорности кольцевого криволинейного конфузора, - относительный радиус кривизны выпуклой поверхности.

Относительная величина радиуса выпуклой поверхности:

, где К выбирается в пределах 1,3.

Ширина кольцевого криволинейного конфузора на входе:

мм.

Диаметр входного сечения кольцевого конфузора:

мм.

Радиус вогнутой поверхности кольцевого криволинейного конфузора:

мм.

Примем

r=32 мм, bk=29 мм, Dk=317 мм и R=98 мм.

Внешний контур входного патрубка представляет собой спираль Архимеда.

Для его построения вычислим размеры Ве при различных значениях угла в диапазоне от 0 до 1800 (см. таблицу 7):

,

где выражены в градусах, а В? - в мм.

Таблица 2.10 - Координаты профиля входного патрубка

, град.	0	22,5	45	67,5	90	112,5	135	167,5	180
В?, мм	0	62,211	124,42	186,63	248,85	311,06	373,27	463,13	497,69

По конструктивным соображениям размеры В? могут быть уменьшены, но при сохранении площади проходных сечений спиральной камеры, т. е. за счет увеличения размеров в меридиональном сечении.

Размер h и другие размеры патрубка выбираются из конструктивных соображений с учетом плавных переходов поверхностей проточной части.

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

Для первой ступени первой секции р21=4,42•105 Па, Кv21=1,6, С0=112,06 м/с, d=120 мм. Из чертежа компрессора найдем Ds=230 мм и ds=150 мм. Величина давления р0=2,26•105 Па находится экстраполяцией из графика на рис. 2.3.

Осевое усилие, действующего на рабочее колесо первой ступени, определяем по формуле

Для второй ступени первой секции р211=10,71•105 Па, Кv22=3,3, С0=58,21 м/с, d2=120 мм. Из чертежа компрессора найдем Ds=230 мм и ds=170 мм. Величина давления р011=8,04•105 Па находится экстраполяцией из графика на рис. 2.3.

Осевое усилие, действующего на рабочее колесо второй ступени, определяем по формуле



Для первой ступени второй секции р21=6,56•105 Па, Кv21=1,214, С0=112,06 м/с, d=120 мм.

Из чертежа компрессора найдем

Ds=210 мм и ds=160 мм.

Величина давления р0=2,26•105 Па находится экстраполяцией из графика на рис. 2.3.

Осевое усилие, действующего на рабочее колесо первой ступени, определяем по формуле

Для второй ступени второй секции р211=11,64•105 Па, Кv22=1,65, С0=83,29 м/с, d2=120 мм. Из чертежа компрессора найдем Ds=230 мм и ds=160 мм. Величина давления р011=8,04•105 Па находится экстраполяцией из графика на

рис. 2.3.

Осевое усилие, действующего на рабочее колесо второй ступени, определяем по формуле

Суммарное осевое усилие, действующее на четыре колеса

Fz= (Fz3+Fz4)-(Fz1+Fz2) =(13562,05+44318,13)-(15406,8-39229,86)= =3243,52Н

Часть этого усилия воспринимает упорный подшипник, а остальное думмис. Подберем размеры упорного подшипника и оценим воспринимаемое им осевое усилие.

Крутящий момент, передаваемый на вал компрессора

Mi=9560•Ni/n=9560•3118,29/16350=1823,29 Н•м

Диаметр вала под полумуфтой

По чертежу найдем внутренний диаметр колодок упорного подшипника dуп=53 мм. Выберем центральный угол колодок И=300 и высоту колодок bk=0,35•dуп, тогда осевое усилие воспринимаемое подшипником, рассчитываем по формуле

где zуп- число упорных колодок (zуп=8), см - плотность масла (см=870 кг/м3), См - теплоемкость масла марки Т-30 ГОСТ 32-74 (См=1,97 кДж/кг•К), ?Т - подогрев масла в подшипнике (?Т=15 К).

Осевое усилие которое должен воспринимать думмис

Fд=Fz-Fп=3243,52-4055,6=812,08 Н

Давление перед думмисом

Диаметр думмиса

Определим величину внешних перетечек через лабиринтное уплотнение думмиса по формуле



Относительная величина внешних протечек составляет

Т.е. не превышает предварительно принятого значения.

2.9 Расчёт подшипников, торцевого уплотнения, расхода смазки

1. Расчёт опорного и опорно-упорного подшипников

Расчёт подшипников выполнен по стандартам ОАО "Казанькомпрессормаш" ([4]). Сущность данного расчёта заключена в определении оптимальных расходов смазочного материала, потерь на трения, а также максимально допустимых нагрузок при заданных условиях работы, воспринимаемых подшипником без разрушения, по экспериментально полученным номограммам. Результаты расчётов сведены в таблицу 2.11.

Таблица 2.11. - Характеристики подшипников

Подшип-ник	Характеристика	Обозна-чение	Размерность	Значение
ПО-75	Максимально допустимая радиальная нагрузка на подшипник		Н	5000
	Требуемый расход турбинного масла			10
	Потери на трения в подшипнике		кВт	3,9
ПОУ-75	Максимально допустимая осевая нагрузка на подшипник		Н	20000
	Требуемый расход турбинного масла			60
	Потери на трения в подшипнике		кВт	28

Выбор и расчёт торцевого уплотнения

Выбор и расчёт торцевого уплотнения выполнен по стандартам ОАО "Казанькомпрессормаш" . Характеристики уплотнения также определяются по рекомендованным номограммам, с последующим подбором сборочных единиц уплотнения по выбранным оптимальным параметрам.

В качестве типа торцевого уплотнения назначен тип УТ. Типоразмер уплотнения выбирается по внутреннему диаметру втулки и составляет: УТ-67. Рекомендованный диаметральный зазор между упорным и расходным кольцами составляет: . По диаметральному зазоры подбирается марка расходного кольца: Н3.134.336-0,2. Остальные характеристики выбранного уплотнения, при заданном режиме работы, сведены в таблицу 9.

Таблица 2.12. - Характеристики торцевого уплотнения

Характеристика	Обозна-чение	Размер- ность	Значение
Потери на трения в торцевом уплотнении		кВт	3,25
Требуемый расход турбинного масла, для отвода теплоты трения			6,4
Величина ожидаемых утечек масла			19

3. Мощность компрессора и расход смазки

Суммарный расход масла в турбокомпрессоре определяется требуемыми расходами масла в подшипника и торцевом уплотнении и составит: 76,4 . Потребляемая мощность компрессором определяется его внутренней мощностью, а также потерями на трения в подшипниках и торцевом уплотнении и составит: 3079,9 кВт.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ

1. Расчёт критических частот ротора

Данный расчёт выполнен на ЭВМ с использованием программы, разработанной специалистами НИИ "Турбокомпрессор" им. Шнепа. Расчётная схема ротора представлена в приложении. В основу расчётной схемы положено допущение жестки подшипниковой опоры, которое в справедливо в следствии большой жесткости смазочного слоя (фактически в расчёте жесткость смазочного слоя полагается бесконечно большой, т.е. ротор считается расположенным на "жесткой шарнирной" опоре). Разбиение ротора произведено на участки равного диаметра, при этом внешняя сила (вес насаженной детали) приложена к началу нового участка: т.е новые участки берут начало при резком изменении диаметра вала, а также в центрах масс насаженных деталей (мелкими галтелями, а также малыми втулками условно пренебрегалось, фасонная выточка вала заменена соответствующей ей втулкой). По расчётной схеме составлена таблица исходных данных для программы, которая представлена в таблице 2.13.

Таблица 2.13. - Исходные данные к расчёту критических частот вращения ротора

№ уч.	D, мм	L, мм	MQ, кг	MN, мм	D2, мм	K,	Q,
1	2	3	4	5	6	7	8
1	55	70	0	0	0	0	0
2	60	32	0	0	0	-1	0
3	87	32	0	0	0	0	0
4	120	104	0	0	0	0	0
5	120	154	15	0	400	0	0
6	120	36	0	0	400	0	0
7	120	80	0	0	0	0	0
8	120	90	0	0	400	0	0
9	120	36	9	0	400	0	0
10	87	148	0	0	0	0	0
11	65	98	0	0	0	0	0
12	65	62	0	0	0	-1	0
13	36	11	0	0	0	0	0

В таблице 2.13. приняты следующие обозначения:

1. D - диаметр вала на данном участке;

2. L - длина участка;

3. MQ - масса насадной детали на данном участке;

4. MN - масса подвижных частей упругой опоры на данном участке;

5. D2 - внешний диаметр колеса на данном участке (данный параметр введён для учета возникающего гироскопического эффекта);

6. К - жесткость упругой опоры в радиальном направлении;

7. Q - жесткость упругой опоры при повороте.

При расчёте так же были заданы точность искомых параметров (0,0001), шаг поиска (5 ), число первых искомых частот (3), а также начальное приближение по рекомендациям (100 ). Результаты расчётов сведены в таблицу 2.14.

Таблица 2.14. - Результаты расчёта критических частот ротора

Порядковый номер критической частоты	1	2	3
Значение критической частоты,	1874.500	9682.688	23124.563

Расчёт показал, что расчётная рабочая частота ротора лежит между второй и третьей критическими частотами, при этом запас по второй критической скорости составляет 59,21 %, по третье критической скорости - 30,29%. Следовательно рабочая частота ротора лежит в близи минимума амплитуды собственных колебаний (последние исследования показали, что минимум амплитуд собственных колебаний несколько смещён относительно арифметического центра в сторону большей критической частоты ). Принципиальная схема ожидаемого изменения амплитуды собственных колебаний ротора в зависимости от его частоты вращения представлена на рисунке 2.8. Максимумы амплитуд совпадают с критическими частотами ротора.

Рисунок 2.8. - Схема ожидаемого изменения амплитуды собственных колебаний ротора

Расчёт на прочность колёс турбокомпрессора

Сущность данного расчёта заключена в определении радиальных и тангенциальных напряжений, возникающих под воздействием центробежных сил в дисках рабочих колёс. Расчёт данных напряжений производился с использованием программы, разработанной сотрудниками кафедры "ХТиТ" КГТУ им. Кирова.

По чертежам спроектированного компрессора составлены расчётные схемы. Исходные данные к расчёту представлены в таблице 2.15. Расчёт приведённых плотностей производился по следующим зависимостям:



-

для основных дисков;

-

для покрывных дисков.

Таблица 2.15. - Исходные данные к расчёту на прочность дисков рабочих колёс

№ участка	Диаметр D, мм	Толщины, мм	Угол закрутки потока ,	Приведённые плотности,
		Основного диска,	Лопатки,	Покрыв-ного диска,
						Основ-ного диска	Покрыв- ного диска
Колесо первой ступени
1	80	0	0	38,1	-	7750	7750
2	88	0	0	24,3	-	7750	7750
3	94	0	0	21,7	-	7750	7750
4	98	0	0	18,4	-	7750	7750
5	106	38	4,17	13,2	32,7	9846,41	9243,21
6	114	30	4,15	13,1	32,9	9954,31	9586,34
7	120	26	4,20	11,6	34,5	10107,14	9863,38
8	135	23	5,31	9,4	37,6	11267,64	10605,21
9	155	21	5,73	6,8	40,62	10824,38	10203,78
10	170	19	5,78	4,5	42,24	10644,71	10031,36
11	180	17	4,23	3,5	44,15	10527,34	9894,37
12	190	15	4,15	2,5	44,78	10483,42	9769,87
13	200	13	3,87	1,5	45	10708,24	9878,35
Колесо второй ступени
1	80	0	0	42,8	-	7750	7750
2	88	0	0	34,7	-	7750	7750
3	94	0	0	18,6	-	7750	7750
4	98	0	0	13,6	-	7750	7750
5	106	41	32	12,5	36,6	8009,31	7782,32
6	114	38	24	12,1	37,4	8027,45	7794,54
7	120	32	21	9,1	38,15	8120,31	7784,24
8	135	28	19	7,2	38,27	8190,81	7789,16
9	155	24	17	6,3	41,50	8277,32	7844,44
10	170	18	15	5,6	42,77	8036,87	7798,79
11	180	16	12	4,7	43,45	8016,26	7784,46
12	190	14	11	2,5	43,92	8037,87	7881,56
13	200	13	5	1,5	44,47	8054,54	7869,88
1	2	3	4	5	6	7	8
Колесо третьей ступени
1	80	0	0	36,1	-	7750	7750
2	88	0	0	22,3	-	7750	7750
3	94	0	0	19,7	-	7750	7750
4	98	0	0	16,4	-	7750	7750
5	106	36	4,17	11,2	32,7	9746,41	9143,21
6	114	28	4,15	11,1	32,9	9854,31	9486,34
7	120	24	4,20	10,6	34,5	10007,1	9763,38
8	135	21	5,31	8,4	37,6	10267,6	9605,21
9	155	19	5,73	5,8	40,62	10724,3	9203,78
10	170	17	5,78	3,5	42,24	10544,7	9031,36
11	180	15	4,23	2,5	44,15	10427,3	9794,37
12	190	13	4,15	1,5	44,78	10383,4	9669,87
13	200	11	3,87	1,2	45	10608,2	9778,35
Колесо четвертой ступени
1	80	0	0	40,8	-	7750	7750
2	88	0	0	32,7	-	7750	7750
3	94	0	0	16,6	-	7750	7750
4	98	0	0	11,6	-	7750	7750
5	106	39	32	10,5	36,6	7909,31	7682,32
6	114	36	24	10,1	37,4	7927,45	7694,54
7	120	30	21	8,1	38,15	8020,31	7684,24
8	135	26	19	6,2	38,27	8090,81	7689,16
9	155	22	17	5,3	41,50	8177,32	7644,44
10	170	16	15	4,6	42,77	7936,87	7698,79
11	180	14	12	3,7	43,45	7916,26	7684,46
12	190	12	11	1,5	43,92	7937,87	7781,56
13	200	11	5	1,2	44,47	7954,54	7769,88

Результаты расчёта напряжений сведены в таблицу 2.16.

Таблица 2.16. - Результаты расчёта напряжений в дисках рабочих колёс

№ участка	Средней радиус участка RCP, м	Основной диск	Покрывной диск
		Радиальные напряжения , МПа	Тангенциальные напряжения , МПа	Радиальные напряжения , МПа	Тангенциальные напряжения , МПа
Диски колеса первой ступени
1	0,043	8,2748	252,13	-	-
2	0,045	24,4218	241,42	-	-
3	0,064	57,22	243,67	-	-
4	0,0715	94,872	224,76	-	-
5	0,0755	112,19	189,49	165,87	180,64
6	0,0825	164,66	212,96	210,54	214,54
7	0,0875	201,76	221,73	225,89	201,31
8	0,095	287,63	241,38	258,52	233,34
9	0,105	245,49	275,82	259,72	248,95
10	0,115	232,79	232,29	211,26	261,23
11	0,125	177,14	214,95	201,72	201,45
12	0,135	160,77	296,25	181,51	181,45
13	0,14	96,14	182,82	99,95	180,13
Диски колеса второй ступени
1	0,043	96,563	487,51	-	-
2	0,045	103,021	453,27	-	-
3	0,064	163,887	449,19	-	-
4	0,0715	192,712	426,49	-	-
5	0,0755	258,58	426,05	254,64	302,54
6	0,0825	348,32	424,02	245,21	324,54
7	0,0875	534,32	426,16	225,61	358,64
8	0,095	489,76	417,38	234,21	301,54
9	0,105	348,25	406,23	264,71	364,87
10	0,115	342,09	392,67	286,73	357,64
11	0,125	280,93	376,50	241,23	321,85
12	0,135	203,03	357,22	217,52	304,25
13	0,14	127,80	334,06	205,63	289,32
Диски колеса третьей ступени
1	0,043	10,2748	262,13	-	-
2	0,045	26,4218	248,42	-	-
3	0,064	59,22	283,67	-	-
4	0,0715	96,872	264,76	-	-
5	0,0755	114,19	209,49	185,87	200,64
6	0,0825	168,66	262,96	220,54	224,54
7	0,0875	209,76	291,73	245,89	221,31
8	0,095	295,63	291,38	278,52	253,34
9	0,105	255,49	315,82	279,72	268,95
10	0,115	238,79	322,29	231,26	281,23
11	0,125	187,14	264,95	211,72	221,45
12	0,135	150,77	326,25	201,51	201,45
13	0,14	86,14	202,82	139,95	200,13
Диски колеса четвертой ступени
1	0,043	98,563	537,51	-	-
2	0,045	109,021	563,27	-	-
3	0,064	173,887	579,19	-	-
4	0,0715	204,712	566,49	-	-
5	0,0755	268,58	566,05	304,64	322,54
6	0,0825	358,32	544,02	312,21	344,54
7	0,0875	594,32	576,16	315,61	378,64
8	0,095	499,76	537,38	314,21	321,54
9	0,105	358,25	526,23	354,71	384,87
10	0,115	362,09	482,67	376,73	377,64
11	0,125	270,93	476,50	321,23	341,85
12	0,135	222,03	437,22	297,52	324,25
13	0,14	147,80	414,06	285,63	319,32

Расчет показал, что наиболее нагруженным является колесо четвертой ступени. Наиболее опасным сечением является участок со средним радиусом 87,5 мм, при этом условие упругопластического состояния будет определяться радиальным напряжением на расточки, имеющим наибольшее значение по сравнению как с тангенциальным напряжением на данном участке, так и с остальными напряжениями, возникающих в дисках колес.

Для стали марки 07Х16Н6 предел текучести составляет:

,

тогда коэффициент запаса прочности будет составлять:

.

Данный коэффициент несколько больше по сравнению с рекомендуемым диапазоном, однако при его расчёте не было учтено воздействие от изгибающих моментов в колесе, которые несколько его снижают.



3. Проверочный расчет теплообменного аппарата

3.1 Проверочный тепловой...