Расчет маслозаполненного одноступенчатого винтового компрессора

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

1. Исходные данные для расчета винтового компрессора

винтовой компрессор затвор

По техническому заданию (вариант 14) необходимо спроектировать маслозаполненный одноступенчатый винтовой компрессор.

- азот, ,

- давление всасывания МПа,

- давление нагнетания МПа,

- температура всасывания K,

- объемная производительность м3/мин,

- потери давления на всасывании и нагнетании , ,

- механический и КПД двигателя , ,

- коэффициенты , ,

- относительная длина ротора ,

- температурный показатель политропы ,

- температурный коэффициент С = 0,003,

- относительные притечки ,

- коэффициент использования: =0,035

- допустимый зазор мкм.

2. Основные условные обозначения

Величины:

- объёмная производительность компрессора;

, К - температура;

- давление;

k - показатель адиабаты;

П - отношение давлений в рабочей камере при теоретическом цикле;

- относительные потери давления при проходе газа в тракте;

- коэффициент производительности;

- температурный показатель политропы сжатия по конечным параметрам;

- относительная величина утечек;

d - внешний диаметр винта, м;

z - число зубьев винта;

и - линейная скорость на внешнем диаметре ведущего винта, м/с;

- относительная длина ротора для маслозаполненого компрессора;

k - коэффициент использования площади винта;

n - число оборотов ротора, об/мин;

А - межцентровое расстояние роторов, м;

Н - осевой шаг винта, м;

- угол наклона винтовой линии на начальных цилиндрах винтов, рад;

- угол закрутки винта ротора, рад;

- передаточное число;

- высота головки (ножки) ведущего (ведомого) винта, м;

- высота головки (ножки) ведомого (ведущего) винта, м;

- угол между линией центров и лучом, проведённым из центра ведомого винта в точку пересечения начальной окружности ведомого винта с внешней окружностью ведущего винта, рад;

- угол между линией центров и лучом, проведённым из центра ведущего винта в точку пересечения начальной окружности ведомого винта с внешней окружностью ведущего винта, рад;

- центральный угол задней кромки впадины ведомого винта, рад;

- угол конца выхода зуба ведомого винта из впадины ведущего винта на стороне нагнетания, рад;

- предельный угол закрутки, рад;

- геометрическая степень сжатия ступени;

- угол сжатия, рад;

N - мощность, кВт;

L - длина ротора, м; работа, Дж;

F - площадь, м2; сила, Н;

- коэффициент расхода;

- расход масла, кг/с;

- плотность масла, кг/м3;

f - площадь проходного сечения щели, м2;

D - диаметр щелевого уплотнения, м;

- радиальный зазор щелевого уплотнения, м;

Re - число Рейнольдса;

- вязкость масла;

b - длина щелевого уплотнения, м; длина пути газа в щели, м;

- полная длина уплотняющей кромки, м;

R - радиус, м; газовая постоянная, ;

- коэффициент местных потерь для щели;

- коэффициент трения газа о стенки щелей в уплотнении;

- коэффициент полезного действия;

Q - количество тепла, Дж;

с - удельная теплоёмкость, ; скорость, м/с;

- угловая скорость вращения, рад/с;

Т, - крутящий момент, ;

- напряжение, МПа, Н/мм2;

HB - твёрдость по Бринеллю;

Р - сила, Н;

- долговечность подшипника, ч;

С - динамическая грузоподъёмность подшипника, кН;

Индексы:

«'» - параметры в рабочей камере при действительном цикле;

вс - всасывание;

н - нагнетание;

ву - внешние утечки;

пр - протечки; приведённая величина;

исп - использования;

д - действительный;

т - теоретический;

инд - индикаторный;

из - изотермический;

н - наружный; начальный (диаметр);

вн - внутренний;

max - максимальный;

з - заполненный;

I - среднеинтегральный;

м - масло;

шв - шейка вала;

i = 1…n - порядковый номер;

сж - сжатие;

мех - механический;

дв - двигатель;

вк - винтовой компрессор.

3. Краткое описание схемы и принципа действия сконструированного компрессорного агрегата

Конструкция компрессора

Винтовой компрессор (ВК) состоит из небольшого числа основных деталей, к которым относятся: корпус компрессора, роторы, подшипники, уплотнения.

На средней утолщённой части роторов нарезаны винты - наиболее сложные и точные детали винтового компрессора. В компрессоре вращение роторов винтов синхронизируется шестернями, сидящими на валах роторов.

Винты современных винтовых компрессоров представляют собой цилиндрические косозубые крупномодульные шестерни с зубьями специального профиля.

Зубья каждого из винтов в сечении плоскостью, перпендикулярной оси вращения винта (торцовой плоскостью), очерчены специально подобранными кривыми, образующими профиль зубьев. Профили зубьев парных винтов подбираются таким образом, чтобы при взаимной обкатке винтов их зубья сопрягались теоретически беззазорно. В свою очередь вершины зубьев, при вращении винтов описывающие цилиндрические поверхности, образуют с корпусом также теоретически беззазорное сопряжение.

Совершенно очевидно, что для вращения винтов между ними, а также между винтами и корпусом должны быть малые, но безопасные для движения винтов зазоры. Величина этих зазоров является одним из основных факторов, определяющих экономичность винтовых машин.

В винтовых компрессорах отсутствуют клапаны или какие-либо другие распределительные органы. Они не имеют также частей, совершающих возвратно - поступательное движение.

Расточки корпуса под винты пересекаются между собой, образуя в поперечном сечении фигуру в виде восьмёрки. Эти расточки образуют, следовательно, одно общее пространство, которое с одного торца сообщается посредством окна всасывания с патрубком или камерой всасывания, с другого - посредством окна нагнетания с патрубком или камерой нагнетания. Окна всасывания и нагнетания взаимно расположены по диагонали. Такое же расположение могут иметь и патрубки всасывания и нагнетания, не исключая в то же время и иного их взаимного расположения на корпусе компрессора.

Окно всасывания имеет форму приблизительно двух соприкасающихся разомкнутых кольцевых секторов. Оно расположено с торца винтов и заходит иногда на небольшом участке и на боковую поверхность. Окно нагнетания, как правило, располагается и сбоку и с торца винтов.

Рабочий процесс в компрессоре

Принцип действия винтового компрессора состоит в следующем. При вращении винтов на стороне выхода зубьев из зацепления постепенно, начиная от торца всасывания, освобождаются впадины между зубьями. Эти впадины, в дальнейшем называемые также полостями, благодаря создаваемому в них разряжению заполняются газом, поступающим через окно из камеры всасывания. В тот момент, когда полости полностью освободятся на противоположном торце винта от заполняющих их зубьев, объём их достигнет максимальной величины; пройдя окно, они разъединяются с камерой всасывания. Процесс всасывания газа в них закончится. Объёмы газа, ограниченные поверхностями винтов и корпусом, уже разобщились с камерой всасывания, но ещё не соединились с камерой нагнетания. По мере входа зуба ведомого винта во впадину ведущего объём, занимаемый газом, уменьшается и газ сжимается. Через некоторый угол поворота полости ведущего и ведомого винтов соединяются между собой, образовав одну общую парную полость. Затем зуб ведущего винта начнёт заполнять полость ведомого, что вызовет более интенсивное сжатие газа в парной полости. Процесс сжатия газа в данной полости продолжается до тех пор, пока всё уменьшающийся её объём со сжатым газом не подойдёт к кромке окна нагнетания. В этот момент процесс внутреннего сжатия газа в компрессоре заканчивается. Таким образом, величина внутреннего сжатия газа в винтовом компрессоре зависит от расположения окна нагнетания: с уменьшением его внутреннее сжатие газа будет увеличиваться, с увеличением - уменьшаться. При дальнейшем вращении винтов, после соединения парной полости со сжатым газом с камерой нагнетания, происходит процесс выталкивания газа.

Система охлаждения.

Для охлаждения сжатого газа в маслозаполненных компрессорах используется подача масла (турбинное масло Т30 ГОСТ 32-74) в значительном количестве в полости сжатия. Подача масла осуществляется через масляный штуцер в корпусе сверху со стороны всасывания в момент начала образования парной полости. Компримируемый газ этих машин смешивается с охлаждающим маслом, одновременно уплотняющим детали. Далее на выходе из компрессора масло вместе со сжатым газом через нагнетательный патрубок поступает в фильтрующий элемент тонкой очистки воздуха от масла. После этого масло поступает в маслосборник, потом через термовыключатель и масляный радиатор проходит последовательно через масляный фильтр, масляный насос.

Система смазки.

Необходимо обеспечить подачу масла к движущимся частям машины. Движущимися частями в компрессоре являются роторы и насаженные на их валы подшипники и шестерни мультипликатора. Помимо смазывания этих деталей необходимо подвести масло и к щелевым уплотнениям с масляным затвором. В системе смазки используется такое же масло, что и в системе охлаждения (турбинное масло Т30). При этом специальный подвод масла делается только к уплотнениям и подшипникам через проточенные для этого каналы в корпусе компрессора. Циркуляция отработавшего масла осуществляется также как и в системе охлаждения: масло из подшипников и уплотнений по специальным каналам поступает в нагнетательный патрубок, а далее, пройдя все участки очищения и охлаждения, из масляного насоса снова поступает к уплотнениям и подшипникам.

4. Предварительный термодинамический расчет

Проведём предварительный термодинамический расчёт для определения уточняемых параметров и основных геометрических параметров роторов.

Определим степень повышения давления в рабочей камере компрессора при теоретическом цикле:

П = ,(4.1)

где Рн - конечное давление нагнетания;

Рвс - начальное давление всасывания.

П = 0,9/0,1 = 9

Определим средние расчетные давления в рабочей камере при действительном цикле:

,(4.2)

,(4.3)

где - потери давления на всасывании,

- потери давления на нагнетании (из задания):

МПа,

МПа,

Предварительный коэффициент давления:

Определим отношение давлений в рабочей камере компрессора при действительном цикле:

= = 0,945/0,0965 = 9,793.

Температурный показатель политропы сжатия по конечным параметрам mt :

mt = 0,8k =0.8 ·1.4 =1,12 .

Коэффициент подогрева:

= 0,98 - C·( - 1), (4.5)

где C = 0,003 , получаем:

= 0,98 - 0,003·(9,793 - 1) = 0,954.

Определим температуру нагнетаемого газа:

, (4.6)

К.

Относительная величина внешних утечек: ?'ву = 0,

Относительная величина внутренних притечек:?'пр = 0,08.

Коэффициент использования: =0,035.

Определим предварительный коэффициент производительности:

, (4.8)

= 0,965·0,954·(1 - 0,035) - 0,08 = 0,808.

Найдем внешние диаметры ведущего и ведомого винтов:

, (4.9)

где - производительность компрессора;

z1 - число зубьев ведущего винта;

- линейная скорость на внешнем диаметре ведущего винта.

0,185 м,

Выбираем d1 = d2 = 0,200 м (из типоразмерного ряда, стр.8 [1]) .

Определим уточненную линейную скорость :

= = 34,33 м/с.

Найдем предварительное число оборотов ведущего и ведомого роторов:

= = об/мин;

= = 2186,6 об/мин.

5. Выбор и расчет основных геометрических параметров и характерных углов

Для выбора и расчета основных геометрических параметров используем известные из термодинамического расчета величины и .

1. В соответствии с типоразмерным рядом (табл.1 и 2 методического пособия) выберем следующие параметры:

- наружные диаметры ведущего и ведомого винтов,

- диаметр начальной окружности ведущего винта,

- диаметр начальной окружности ведомого винта,

- диаметр внутренней окружности ведомого и ведущего винтов,

- межцентровое расстояние,

- длина винтов,

- осевой шаг ведущего винта,

- осевой шаг ведомого винта,

- высота головки (ножки) ведущего (ведомого) винта,

- высота головки (ножки) ведомого (ведущего) винта,

- передаточное отношение,

- угол закрутки ведущего винта,

- угол закрутки ведомого винта,

(1,03 рад) - угол наклона винтовой линии на начальных цилиндрах винтов.

2. Определим характерные углы:

1) - угол между линией центров и лучом, проведенным из центра ведомого винта в точку пересечения начальной окружности ведомого винта с внешней окружностью ведущего винта:

,

(0,63 рад).

2 - угол между линией центров и лучом, проведенным из центра ведущего винта в точку пересечения начальной окружности ведомого винта с внешней окружностью ведущего винта:

,

(0,60 рад).

3 центральный угол задней кромки впадины ведомого винта; (0,49 рад).

4) угол конца выхода зуба ведомого винта из впадины ведущего винта на стороне нагнетания:

;

(0,208 рад).

5) - предельный угол закрутки:

,

(223,587).

6) соотношение углов и :

,

(1,23 рад).

7) угол поворота ведущего винта от начала всасывания в парной полости до достижения максимального объёма её :

,

().

3. Определим уточненный коэффициент использования:

,

где величина выбирается на основании данных табл. 6 [1].

.

4. Объем полости в начале сжатия :

,

.

5. Определяем геометрическую степень сжатия ступени ег :

, (5.8)

,

где у2 , у1 - из задания.

6. Определяем заполненный объем парной полости:

, (5.9)

=0,000912·(1-1/3,654)=0,0007295 м3.

7. Угол сжатия цйс находят в соответствии с рис.6 [1] предварительно рассчитав величину .

=0,0007295103/0,203= 82,76,

тогда цйс=268є (4,67 рад).

6. Построение индикаторной диаграммы парной полости

Объём полости на нагнетании:

V2 = Vmax - V3 = 0,0002499 м3.

Давление на всасывании с учетом подогрева:

МПа.

Давление окончания внутреннего сжатия:

МПа.

Строим схематизированную индикаторную диаграмму, используя следующие параметры:

По оси абсцисс: По оси ординат:

Vmax= 0,0009119м3, = 0,1 МПа , 0,675 МПа ,

V2 = 0,0002499 м3. 0,11 МПа , = 0,9 МПа.

Индикаторная диаграмма представлена на рис. 6.1.

Планиметрируя площадь диаграммы, определим индикаторную работу для одной парной полости:

Нм

Определим индикаторную мощность ступени компрессора:

, (6.1)

кВт.

На основании равенства площадей (см. рис. 6.1) находим среднеинтегральное давление газа в парной полости на участке сжатия:

МПа.

7. Вычисление расхода масла на охлаждение и уплотнения

7.1 Расчет щелевого уплотнения с масляным затвором

Рис.7.1.Схема щелевого уплотнения с масляным затвором.

В связи с высоким давлением на стороне нагнетания необходимо обеспечить герметизацию полости нагнетания, т.е. предотвратить утечки через зазоры валов и корпуса на стороне нагнетания. На маслозаполненных компрессорах для этого используются щелевые уплотнения с масляным затвором, которые обеспечивают полную герметизацию уплотняемой полости за счет создания двух потоков масла с минимальным расходом: из уплотнения в уплотняемую газовую полость с перепадом давлений атм. и в полость с атмосферным давлением с перепадом давлений . Расчет уплотнения сводится к определению расхода масла через уплотнение при заданных геометрических размерах элементов уплотнения и параметрах газа на выходе из уплотнения.

Массовый расход масла через уплотнение равен сумме расходов в уплотняемую полость и в атмосферу:

, (7.1)

где , (7.2)

.(7.3)

Среднее давление газа перед уплотнением в газовой полости на стороне нагнетания:

,(7.4)

МПа.

Давление масла на входе в уплотнение:

, (7.5)

p1=0,61+0,39=1 МПа.

f - площадь проходного сечения щели:

(7.6)

Диаметр уплотнения:

d=0,20 м

Уплотняемый зазор:

(7.7)

r=0,001200=0,2 мм ,

тогда

м2 .

Для узких и длинных щелей ламинарный режим течения масла характерен при

(7.8)

- коэффициент кинематической вязкости.

В этом случае коэффициент расхода:

(7.9)

При можно воспользоваться зависимостью.

Поскольку б зависит от Re, а Re - от расхода масла, то весовой расход масла определяется по предложенным выше формулам методом последовательных приближений в следующем порядке:

1) задают в первом приближении ;

2) находят расход масла ;

3) определяют число Re;

4) находят величину С;

5) определяют коэффициент расхода во втором приближении по формуле (55).

Расчет продолжается до выполнения условия .

Плотность масла равна кг/ м3.

Коэффициент кинематической вязкости равен кг/ м3 .

Результаты расчета массового расхода масла с помощью предложенного выше метода сводятся в таблицы 7.1 и 7.2.

Таблица 7.1. Расчет расхода масла в уплотняемую полость.

	m'	Re'	C		,%
0,02	0,066063	0,012648	0,013	0,001462
0,001636	0,005404	0,001035	0,013	0,000418	-1122,49389
0,000468	0,001546	0,000296	0,013	0,000224	-249,57265
0,00025	0,000826	0,000158	0,013	0,000163	-87,2
0,000183	0,000604	0,000116	0,013	0,00014	-36,6120219
0,000157	0,000519	9,93E-05	0,013	0,00013	-16,5605096
0,000145	0,000479	9,17E-05	0,013	0,000124	-8,27586207
0,000139	0,000459	8,79E-05	0,013	0,000122	-4,31654676
0,000137	0,000453	8,66E-05	0,013	0,000121	-1,45985401
0,000135	0,000446	8,54E-05	0,013	0,00012	-1,48148148
0,000133	0,000439	8,41E-05	0,013	0,000119	-1,5037594
0,000132	0,000436	8,35E-05	0,013	0,000119	-0,75757576

Массовый расход масла в уплотняемую полость при =0,000132 равен =0,000436 кг/с.

Таблица 7.2. Расчет расхода масла в атмосферу.

	m''	Re''	C
0,02	0,099721	0,019092	0,013	0,001796
0,001636	0,008157	0,001562	0,013	0,000514	-1122,49321
0,000468	0,002333	0,000447	0,013	0,000275	-249,572455
0,00025	0,001247	0,000239	0,013	0,000201	-87,199896
0,000183	0,000912	0,000175	0,013	0,000172	-36,611946
0,000157	0,000783	0,00015	0,013	0,000159	-16,5604448
0,000145	0,000723	0,000138	0,013	0,000153	-8,27580192
0,000139	0,000693	0,000133	0,013	0,00015	-4,31648881
0,000137	0,000683	0,000131	0,013	0,000149	-1,45979765
0,000135	0,000673	0,000129	0,013	0,000148	-1,4814251
0,000133	0,000663	0,000127	0,013	0,000146	-1,50370301
0,000132	0,000658	0,000126	0,013	0,000146	-0,75751978

Массовый расход масла в полость с атмосферным давлением при =0,000132 равен =0,000658 кг/c.

Пример расчета массового расхода масла в уплотняемую полость для:

кг/с,

кг/с,

,

,

,

,

.

Массовый расход через уплотнение:

кг/с.

Общий расход масла на уплотнениях равен сумме расходов масла на уплотнениях ведущего и ведомого роторов:

кг/с.

,

получаем

кг/с.

7.2 Расчет количества масла, необходимого для впрыскивания в маслозаполненный компрессор

Для нахождения масла необходимого для впрыскивания используем следующее соотношение теплового баланса:

, (7.10)

где - теплоемкость масла,

- разность температур масла в процессе отвода теплоты в компрессоре,

- количество теплоты, отводимой маслом от рабочего тела, кВт:

, (7.11)

Где и :

Вт.

кг/с.

Суммарный расход масла - это расход впрыскиваемого масла и подаваемого в уплотнения:

mм = 0,161 кг/с,

кг/с,

m = mупл+mм=0,161+0,002188=0,163 кг/с.

8. Расчет притечек газа

8.1 Расчет геометрических параметров щелей

Для всех щелей минимальная величина среднего рабочего зазора мм.

8.1.1 Щель №1

Давление газа в полости высокого давления:

МПа.

Температура газа в полости высокого давления:

,(8.1)

К.

Отношение давлений в полостях:

, (8.2)

.

Приведенная плотность газа:

 кг/ м3.

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

,(8.3)

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

,(8.4)

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

,(8.5)

мм.

Приведённая длина пути газа в щели:

,(8.6)

мм.

8.1.2 Щель №2

Давление и температура газа в полости высокого давления такие же, как и в предыдущем случае.

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

, (8.7)

Где

, (8.8)

где рад и рад.

рад,

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

,(8.9)

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

,(8.10)

мм.

Приведённая длина пути газа в щели:

,(8.11)

мм.

8.1.3 Щель №3

Давление и температура газа в полости высокого давления такие же как и в предыдущем случае.

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

,(8.12)

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

,(8.13)

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

,(8.14)

мм.

Приведённая длина пути газа в щели:

,(8.15)

мм.

8.1.4 Щель №4

Давление газа в полости высокого давления:

МПа.

Температура газа в полости высокого давления:

К.

Отношение давлений в полостях:

, (8.16)

.

Приведенная плотность газа:

кг/ м3 .

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

,(8.17)

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

, (8.18)

Где

.

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

, (8.19)

мм.

Приведённая длина пути газа в щель:

, (8.20)

мм.

8.1.5 Щель №5

Давление газа и температура в полости высокого давления такое же, как и в предыдущем случае.

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

, ( 8.21)

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

,(8. 21)

Где

мм,

мм,

Тогда

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

,(8.22)

мм.

Приведённая длина пути газа в щели:

, (8.23)

мм.

8.1.6 Щель №6

Давление газа и температура в полости высокого давления такое же, как и в предыдущем случае.

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

, (8.24)

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

,(8.25)

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

,(8.26)

мм.

Приведённая длина пути газа в щели:

.(8.27)

мм.

8.1.7 Щель №7

Давление газа и температура в полости высокого давления такое же, как и в предыдущем случае.

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

, (8.28)

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

, (8.29)

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

,(8.30)

мм.

Приведённая длина пути газа в щели:

.(8.31)

мм.

8.1.8 Щель №8

Давление газа и температура в полости высокого давления такое же, как и в предыдущем случае.

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

,(8.32)

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

,(8.33)

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

,(8.34)

мм.

Приведённая длина пути газа в щели:

,(8.35)

мм.

8.1.9 Щель №9

Давление газа и температура в полости высокого давления такое же, как и в предыдущем случае.

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

,(8.36)

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

, (8. 37)

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

,(8.38)

мм.

Приведённая длина пути газа в щели:

, (8.39)

мм.

8.1.10 Щель №10

Давление газа и температура в полости высокого давления такое же, как и в предыдущем случае.

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

,(8.40)

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

,(8.41)

где мм - радиус шейки вала,

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

,(8.42)

мм.

Приведённая длина пути газа в щели:

, (8.43)

мм,

где рад.

8.1.11 Щель №11

Давление газа и температура в полости высокого давления такое же, как и в предыдущем случае.

Угол поворота ведущего винта, принятый для определения средней длины уплотняющей кромки:

,(8.44)

рад.

Полная длина уплотняющей кромки:

,(8.45)

мм.

Приведенная длина уплотняющей кромки:

,(8.46)

мм.

Приведённая длина пути газа в щели

,(8. 47)

мм,

Где

рад.

Все полученные данные сведем в табл. 8.1.

Таблица 8.1 . Параметры щелей необходимые для расчёта притечек.

№ щели	i - j	№ рн	рн, МПа	Тн, К		l, мм	lпр, мм	, мм	bпр, мм
1	1-2	IIн	0,280	328,4	4,19	70,46	47	0,05	0,395
2	2-3	IIн	0,280	328,4	3,48	18,48	10,24	0,05	1,58
3	3-4	IIн	0,280	328,4	2,875	54,8	25,1	0,05	0,395
4	1-5	IIIн	0,945	392,18	2,43	64,34	24,89	0,05	2,248
5	5-4	IIIн	0,945	392,18	4,3	49,76	34,07	0,05	2,08
6	1-2	IIIн	0,945	392,18	1,036	70,46	11,62	0,05	0,395
7	2-3	IIIн	0,945	392,18	1,99	18,48	5,85	0,05	1,58
8	3-4	IIIн	0,945	392,18	2,359	54,8	20,576	0,05	0,395
9	-	-	0,945	392,18	1,570	36	9	0,05	30,912
10	-	-	0,945	392,18	1,570	24	6	0,05	58,06
11	-	-	0,945	392,18	1,570	24	6	0,05	67

8.2 Вычисление притечек

Алгоритм вычисления массового расхода притечек газа по формуле Захаренко.

Критический расход газа через щель при истечении в вакуум:

,(8.48)

где = 0,8 - коэффициент расхода;

k = 1,4 - показатель адиабаты;

R = 296,65 кДж/кгК - газовая постоянная для азота.

Вычисление числа Рейнольдса:

,(8.49)

где А - динамическая вязкость газа (азота).

Расчет коэффициента трения газа о стенки:

, при Re ? 1200(8.50)

при Re < 1200(8.51)

Расчет действительного расхода по формуле Захаренко:

,(8.52)

где - плотность протекающего газа,

Дж/кг·К - газовая постоянная для воздуха,

- отношение давлений в полостях по обе стороны от щели,

и - коэффициенты местных потерь для щелей второго рода,

и - коэффициенты местных потерь для щелей первого рода,

- коэффициент трения газа о стенки щелей в уплотнении,

- геометрический параметр щели,

P1 - давление в полости низкого давления.

Расчет продолжается до выполнения условия .

Расчёт ведётся методом последовательных приближений, значения и шаги итерации сводим в таблицу 8.2 .

Пример расчёта для первой щели:

Критический расход:

Число Рейнольдса:

.

, , .

Первый шаг иттерации:

кг/с.

%.

,

.

Второй шаг иттерации:

кг/с,

т.е. окончательно получаем кг/с.

Таблица 8.2. Расчет массового расхода притечек газа по формуле Захаренко.

№ щели	, кг/с	Re		, кг/с
1	0,001155	2957,159	0,039065	0,000794	-31,2287
	0,000794	2033,678	0,048285	0,000789	-0,62039
2	0,000252	2945,921	0,039149	0,000161	-36,1377
	0,000161	1881,332	0,050461	0,000157	-2,54907
3	0,000157	1833,375	0,051204	0,000156	-0,16487
	0,000614	2942,649	0,039174	0,000424	-30,9587
4	0,000424	2031,644	0,048313	0,000421	-0,61487
	0,000846	4084,696	0,032538	0,00139	64,42659
	0,00139	6716,327	0,024555	0,001415	1,805533
	0,001415	6837,592	0,024308	0,001416	0,056523
5	0,001315	4643,243	0,030261	0,002184	66,10416
	0,002184	7712,62	0,022706	0,002219	1,607386
6	0,000668	1141,581	0,06695	0,001153	72,51169
	0,001153	1969,36	0,049172	0,001161	0,765266
7	0,000389	7936,394	0,022342	0,000664	70,88926
	0,000664	13562,45	0,016497	0,000671	0,990813
8 9	0,001389	8115,062	0,022062	0,002444	75,90456
	0,002444	14274,76	0,016026	0,00245	0,268147
	0,000682	9086,054	0,020695	0,000773	13,22548
	0,000773	10287,73	0,01929	0,000789	2,078583
10	0,000789	10501,57	0,019067	0,000791	0,335497
	0,000455	9061,023	0,020727	0,000396	-13,0619
	0,000396	7877,479	0,022436	0,000384	-2,99497
	0,000384	7641,551	0,022826	0,000381	-0,66566
11	0,000436	8683,48	0,021233	0,000343	-21,4026
	0,000343	6824,993	0,024333	0,000324	-5,40117
	0,000324	6456,364	0,02511	0,00032	-1,29123
	0,001155	2957,159	0,039065	0,000794	-31,2287
	0,000794	2033,678	0,048285	0,000789	-0,62039

Суммарные притечки газа во всасывающую парную полость:

, (8.53)

где i-номер щели, получаем:

кг/с.

9. Уточнение основных параметров

На основании полученных данных, уточняем коэффициент производительности компрессора и определяем действительное число оборотов ведущего ротора.

На формулы (4.8), действительный коэффициент производительности равен:

.

При этом используются следующие уравнения:

.

,(9.1)

где плотность газа на всасывании:

кг/м3 ,

теоретически возможный объем парной полости, обусловленный ее геометрическими параметрами:

м3,

Получаем

.

.

Уточненный температурный коэффициент:

, (9.2)

где температура притечек газа:

, (9.3)

T ПР = 368,344 К,

,

получаем уточненный коэффициент производительности:

.

Уточнённая частота вращения ведущего и ведомого роторов:

.(9.4)

об/мин.

об/мин.

10. Расчет потребляемой мощности. Выбор привода

Мощность, подводимая к компрессорной установке с винтовым компрессором, расходуется на сжатие и перемещение газа (индикаторная мощность), на преодоление механического трения в элементах компрессора (механическая мощность) и на привод вспомогательных механизмов (масляный и водяной насосы, вентилятор, мультипликатор и др.).

Идикаторную мощность определяем из индикаторной диаграммы:

Дж,

кВт.

Мощность привода находим с учетом и (из задания):

,(10.1)

кВт.

Выбираем двигатель 4АМ315М2У3 мощностью 200 кВт, число оборотов 3000 об/мин.

11. Расчёт редуктора

Так как частота вращения роторов меньше чем частота электропривода (т.к. он выбран стандартный), то необходимо использовать понижающую передачу. Ротор будет находиться в корпусе компрессора. Для расчёта зубчатой передачи воспользуемся программой кафедры Деталей Машин СПбГПУ.

Для расчёта используем следующие данные:

Частота вращения быстроходного вала из п.10: nI = 3000 об/мин.

Вращающий момент на быстроходном валу:

Н·м.

Передаточное число:

Результат расчета:

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 3810.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 30000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 637.0 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N10 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00

ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 40Х ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 50 HRCэ

КОЛЕСО: прокат сталь 40Х ТО объемн. закалка ТВЕРДОСТЬ 50 HRCэ

Схема передачи:

СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ 8

МОДУЛЬ 3.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 111.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 31 колеса 40 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 1.29

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 16 22 14

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 83.0 колеса 77.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.794 в долях aw 0.694

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.59 осевого 2.30 суммарный 3.90

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 13144 радиальная 4986 осевая 3861 Рис. 3

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 96.930 вершин 102.93 впадин 89.43

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 125.070 вершин 131.07 впадин 117.57

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1275 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 19.34 м/с

В результате проектировочного расчета был получен редуктор со следующими параметрами зубчатой пары:

- число зубьев: шестерни - 31, колеса - 40;

- ширина зубчатого венца: шестерни - 83мм, колеса - 77мм;

- диаметр шестерни: делительный - 96,93мм, вершин - 102,93мм, впадин - 89,43мм;

- диаметр колеса: делительный - 125,07мм, вершин - 131,07мм, впадин - 117,57мм;

- межосевое расстояние 111мм.

12. Расчёт вала на кручение

Для проверки определения диаметров валов, выполним расчет валов на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

,(12.1)

где Т = - крутящий момент, Н·м,

Н·м,

где N - мощность привода,

щ - частота вращения ротора.

Допустимое значение []1520 МПа, тогда получаем допустимый диаметр вала по напряжениям кручения:

мм.

13. Расчёт осевых сил

Осевая сила, действующая на ротор равна векторной сумме:

, (13.1)

где РТ - суммарная осевая сила, действующая на торцы винта;

РА - осевая сила, действующая на профильные поверхности винта;

РZР - осевая составляющая нормальной силы, действующей в зацеплении шестерни редуктора.

Суммарная осевая сила, действующая на торцы винта, РТ, равна разности произведений площади торца винта на соответствующее давление газа у торцов всасывания и нагнетания. В диапазоне обычно применяемых параметров нагнетательных окон можно принять, что площади торцевого сечения двух зубьев ведущего и двух зубьев ведомого винтов подвержены полному перепаду давлений между нагнетанием и всасыванием. Таким образом, осевые силы, действующие на торцы ведущего и ведомого винтов:

, (13.2)

, (13.3)

где Па.

Площади торцевого сечения зубьев ведущего и ведомого винтов:

, (13.4)

, (13.5)

где площади одной впадины ведущего и ведомого винтов:

, (13.6)

.(13.7)

м2,

м2,

получаем

м2,

м2.

Кольцевые площади, ограниченные окружностями впадин и окружностями валов, примыкающих к торцам винтов:

, (13.8)

.(13.9)

м2,

м2.

Осевые силы:

Н,

Н.

Средние значения осевых сил, действующих на профильные поверхности ведущего и ведомого винтов:

, (13.10)

, (13.11)

где МКР1 и МКР2 - средние крутящие моменты, действующие на ведущем и ведомом винтах. Необходимо также учесть особенность винтовых компрессоров с винтами ассиметричного профиля - крутящий момент, возникающий на винте ведущего ротора на 15% больше номинального крутящего момента на приводном вале.

, (13.12)

,(13.13)

Н·м,

Н·м,

Н;

Н.

Следует так же учесть, что сила РА1 направлена в сторону торца всасывания, а сила РА2 - в сторону торца нагнетания.

Силы действующие от шестерен ротора отсутствуют (т.к. передача прямозубая), таким образом, суммарная осевая сила, действующая на роторы:

Н,

Н.

Обе силы направлены в сторону торца всасывания.

14. Расчет подшипников, воспринимающих осевую нагрузку

В данной схеме действуют большие осевые усилия, поэтому предпочтительными считаем подшипники роликовые радиальные сферические двухрядные с симметричными роликами.

Данные для расчёта.

Н - осевая нагрузка, действующая на подшипник;

ч - долговечность подшипника;

n = 3810 об/мин - частота вращения внутреннего кольца подшипника;

d = 55мм - внутренний посадочный диаметр подшипника.

Эквивалентная динамическая нагрузка, действующая на подшипник:

, (14.1)

где V - коэффициент вращения относительно вектора нагрузки;

X и Y - соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипника;

- динамический коэффициент, учитывающий влияние динамических условий работы на долговечность подшипника;

- коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.

По известному внутреннему посадочному диаметру подшипника выбираем из каталога роликовые радиально-упорные, двухрядные с симметричными роликами № 7613А

ГОСТ 832-78, имеющий следующие размеры:

d = 65 мм - внутренний посадочный диаметр подшипника,

D = 140 мм - внешний диаметр,

T = 51 мм- ширина подшипника.

Определяем составляющие эквивалентной динамической нагрузки:

R = 0 - радиальная нагрузка на подшипник отсутствует, Y = 0,87 при , , . Температура подшипника может достигать в связи с высокой температурой ротора. Таким образом эквивалентная нагрузка:

Н.

Определяем долговечность подшипника:

, млн.об.,(14.2)

млн.об.

По выражению определяем динамическую грузоподъёмность:

,(14.3)

.

Динамическая грузоподъёмность выбранного подшипника № 7613А

составляет С=246 кН,

поскольку

,

16. Профили винтов

На первой стадии проектирования винтового компрессора используют теоретический профиль. Под теоретическим профилем понимают профиль винтов в торцевом сечении (нормальном к оси вращения) при беззазорном вращении винтов в корпусе и межцентровом номинальном расстоянии. Кривые, очерчивающие передние и тыльные по ходу вращения роторов стороны зуба, различны.

Теоретический контур зубьев ведущего ротора формируется:

а) участок А1В1 - дугой окружности радиусом r', центр которой лежит внутри начальной окружности с диаметром d1н;

б) участки В1С1 и Е1F1 - гипоциклоидой, которая образуется точкой окружности диаметром h1, катящейся по внутренней стороне начальной окружности ведущего винта;

в) участки С1D1 и D1Е1 - дугой окружности с диаметром d1вн;

г) участок F1A1-эпициклоидой, образованной точкой F2 начальной окружности ведомого винта при качении последней по окружности ведущего винта.

Теоретический контур зубьев ведомого винта формируется:

а) участок А2В2-огибающей кривой дуги А1В1 профиля ведущего ротора;

б) участки В2С2 и Е2F2 - эпициклоидой, которая образуется точкой окружности диаметром h2, катящейся по наружной стороне начальной окружности ведомого ротора;

в) участки С2D2 и D2Е2-дугой окружности диаметром d2;

г) участок F2A2 - удлиненной эпициклоидой, образованной точкой А1 наружной окружности ведущего винта при качении последней по начальной окружности ведомого винта.

При построении профилей следует пользоваться координатами теоретических профилей ведущего и ведомого винтов в торцевом сечении в относительных величинах, приведенных в таблице 15.1.

Координаты точек профиля в размерном виде приведены в таблице 15.2.

Таблица 15.1. Безразмерные координаты точек профиля.

Ведущий винт		Ведомый винт
точки профиля		х1/r1н	y1/r1н	точки профиля		х2/r1н	y2/r1н
D1(1)		0,52	-0,78	D2(1)		-1,45	0,6
C1(2)		0,63	-0,7	Е2(2)		-1,5	0,45
B1(3)		0,74	-0,68	F2(3)		-1,46	0,34
B1(4)		1,12	-0,64	F2(4)		-1,15	0,29
B1(5)		1,43	-0,41	F2(5)		-0,99	0,16
A1(6)		1,56	0	A2(6)		-0,94	0
A1(7)		1,23	0,28	A2(7)		-1,23	-0,6
A1(8)		1	0,34	A2(8)		-1,31	-0,69
F1(9)		0,94	0,34	B2(9)		-1,32	-0,71
E1(10)		0,85	0,4	C2(10)		-1,33	-0,83
D1(11)		0,78	0,52	D2(11)		-1,24	-0,95

Таблица 15.2 .Размерные координаты точек профиля.

Ведущий винт		Ведомый винт
точки профиля		х1 , мм	y1 , мм	точки профиля		х2 , мм	y2 , мм
D1(1)		33,2	-49,92	D2(1)		-92,8	38,4
C1(2)		40,32	-44,8	Е2(2)		-96	28,8
B1(3)		47,36	-43,52	F2(3)		-93,44	21,76
B1(4)		71,68	-40,96	F2(4)		-73,6	18,56
B1(5)		91,52	-26,24	F2(5)		-63,36	10,24
A1(6)		99,84	0	A2(6)		-60,16	0
A1(7)		78,72	17,92	A2(7)		-78,72	-38,4
A1(8)		64	21,76	A2(8)		-83,84	-44,16
F1(9)		60,16	21,76	B2(9)		-84,48	-45,44
E1(10)		54,4	25,6	C2(10)		-85,12	-53,!2
D1(11)		49,92	33,28	D2(11)		-79,36	-60,8

На рис.5 показаны профили винтов в торцевом сечении.

Рис 5. Профили винтов.

17. Проектирование пластнчато-ребристого теплообменника

17.1 Конструкция пластнчато-ребристого теплообменника, преимущества и недостатки

Конструкции формы пластнчато-ребристого теплообменника многообразные, обычно они состоят из одной или нескольких секций объединенных конструктивно в виде блока, форма которого диктуется характерными размерами проектируемого компрессора..

В качестве охлаждающей среды обычно используют атмосферный воздух нагнетаемый или просасываемый вентилятором через теплообменник.

Рис. 6

Секция ПРТ состоит из (смотри рис. 6): проставочных листов 1 и 5, между которыми укладываются гофрированные насадки 2 и 4. Каналы между гофрами насадки служат для прохода охлаждающей (охлаждаемой) среды. Насадки 2 и 4 развёрнуты относительно друг друга на 90є, что позволяет внутри секции создать два взаимно перпендикулярных потока: А - охлаждаемая (горячая) среда, Б - охлаждающая (холодная) среда.

Теплообмен между потоками А и Б осуществляется по средством теплопередачи через стенку, толщина которой соответствует толщине проставочного листа 3.

Боковые поверхности гофрированных секций закрыты уплотняющими брусками 6.

Перекрёстное направление потоков горячей и холодной среды обеспечивает равномерный подвод охлаждающего воздуха по всей поверхности ПРТ.

Преимущества:

- возможность использования окружающего воздуха в качестве охлаждающей среды вместо воды;

- компактность конструкции;

- минимальное газодинамическое сопротивление;

- малая удельная металлоёмкость;

- технологичность конструкции, т.е. возможность применения листового проката и фольги вместо дефицитных круглых и овальных труб;

- высокий уровень унификации элементов при создании ПРТ различного назначения;

- возможность достижения высокого уровня механизации и автоматизации процесса изготовления ПРТ.

Недостатки:

- невысокий (на порядок меньше чем у воды) коэффициент теплопередачи, что приводит к увеличению объёма ГО и увеличению мощности вентилятора.

Для конструирования ПРТ используются стандартные элементы. К стандартным, в данном случае относятся:

- гофрированные насадки различной формы

- толщина проставочных листов

- размер уплотнительного бруска

Необходимо знать термодинамические параметры горячего и холодного газа на входе и выходе газоохладителя. Задаются скоростью горячего и холодного носителя и одним из линейных размеров (обычно длина по холодному воздуху).

Для определения напора вентилятора задаётся его КПД.

14.2 Расчёт пластнчато-ребристого теплообменника

Заданы исходные данные:

- длина

- скорость горячего газа

Размеры ячеек:

- высота по горячему газу

- толщина по горячему газу

- высота по холодному газу

- толщина по холодному газу

- толщина гофры

- ширина уплотняющего бруса

- толщина уплотняющего бруса

- толщина внешнего проставочного листа

- толщина внешнего проставочного листа

- КПД вентилятора

В расчёте принимают следующую схему расположения слоёв:

Необходимо рассчитать необходимую поверхность по холодному газу и располагаемую поверхность, которую можно получить при заданной L и выбранной скорости охлаждаемого газа.

Определим необходимую поверхность теплообмена для холодного газа

где k - количество тепла передаваемого к горячему газу от холодного воздуха

где - тепло от горячего газа

- тепло выделяемое в ГО при конденсации паров воды содержащихся в горячем газе

где - массовая производительность компрессора (кг/с)

- удельная теплоёмкость газа при средней температуре и давлении в ГО (Дж/кг*К)

Среднее давление равно давлению на выходе из ступени перед ГО, а средняя температура находится по формуле:

- температура охлаждаемого газа на входе в ГО и на выходе из него

- принимаем равный температуре нагнетания ступен...